Проектирование привода с вертикальным коническим редуктором, ременной и цепной передачами

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

УЧРЕЖДЕНИЕ ОБРАЗОВАНИЯ

«БАРАНОВИЧСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Факультет инженерный

Кафедра Техническое обеспечение с. - х. пр - ва и агрономии

Специальность ТМ

Курсовой проект по дисциплине: «Детали машин»

Тема: «Проектирование привода с вертикальным коническим редуктором, ременной и цепной передачами»

Исполнитель: инженерный факультет

Толокнов Н.А.

Руководитель: к. т. н., доцент Дремук В. А.

Барановичи 2020



Реферат

Пояснительная записка: 49 с., 10 ч., 7 рис., 8 источников.

КОНИЧЕСКИЙ РЕДУКТОР, РЕМЕННАЯ ПЕРЕДАЧА, ЦЕПНАЯ ПЕРЕДАЧА, ЭПЮРА, ПОДШИПНИК, НАГРУЖЕНИЕ, РАМА

Объектом исследования является конический редуктор с вертикальным выходным валом.

Целью данного курсового проекта является разработка привода с коническим редуктором с вертикальным выходным валом, ременной и цепной передачами. Основные пункты разработки положены в содержание курсового проекта.

При расчёте были использованы необходимая литература и следующие исходные данные:

Вращающий момент:

Угловая скорость:

Графический материал:

1. Общий вид привода

2. Сборочный чертеж редуктора;

3. Сборочный чертеж рамы;

4. Деталировка редуктора.

Автор подтверждает, что приведенный в работе расчетно-аналитический материал правильно и объективно отражает состояние исследуемого процесса, а все заимствованные из литературных и других источников теоретические, методологические и методические положения и концепции сопровождаются ссылками на их авторов.

Оглавление

Реферат

Введение

1. Кинематический и силовой расчет привода

2. Расчет передач

2.1 Расчет клиноременной передачи

2.2 Проектная коническая передача

2.3 Расчет цепной передачи

3. Расчет и конструирование валов

3.1 Предварительный расчет быстроходного вала

3.2 Приближенный расчёт быстроходного вала

3.3 Проверочный расчет быстроходного вала на сопротивление усталости

3.4 Предварительный расчет выходного вала

3.5 Приближенный расчёт выходного вала

3.6 Проверочный расчет выходного вала на сопротивление усталости

4. Расчет шпоночных соединений

4.1 Быстроходный вал

4.2 Тихоходный вал

5. Расчет и конструирование подшипниковых узлов

5.1 Подшипники входного вала

5.2 Подшипники выходного вала

6. Смазывание зацеплений

7. Конструирование рамы

8. Выбор посадок

9. Сборка и регулировка редуктора

10. Техника безопасности

Заключение

Список использованных источников



Введение

Кинематическая схема привода (см. рис.1.1) состоит из электродвигателя, конического редуктора, для соединения вала электродвигателя с входным валом редуктора применяется клиноременная передача, а выходной вал редуктора с валом конвейера, соединяется при помощи цепной передачи.

Привод обладает следующими заданными техническими характеристиками:

Вращающий момент:

Угловая скорость:

Главным параметром конического редуктора является реальный диапазон передаточных отношений, который составляет 6,3 (в других вариантах может находиться в диапазоне от 1 до 1000). Основная сфера применения -- это передача вращающего момента между валовыми механизмами. В качестве недостатка конического редуктора, можно назвать сравнительную сложность при их производстве и выполнении монтажных операций.

По сравнению с аналогичными механизмами, можно выделить следующие преимущества конического редуктора:

- повышенная безопасность при эксплуатации;

- высокая аксиальная и радиальная несущая способность;

- некоторое увеличение вращающего момента на выходе;

- бесшумность в рабочем состоянии;

- длительный срок службы и сравнительная простота в ремонте и техобслуживании.

К недостаткам относится сложная технология производства и монтажа конического редуктора, а также большие осевые и изгибные нагрузки на валовый механизм.

Актуальность редукторов обусловлена тем, что скорость вращения практически всех асинхронных электрических двигателей достаточна велика и для практического использования их при поднятии грузов и перемещении подвижных деталей без данных приборов не обойтись.



1. Кинематический и силовой расчет привода

Рисунок 1.1 - Кинематическая схема привода

Исходные данные:

1) Т = 380 Н•м

2) щ = 11,8 рад/с

По табл. 1П.1 приложения 1П [1] принимаем КПД элементов привода:

КПД ременной передачи ;

КПД конической передачи ;

КПД цепной передачи ;

КПД пары подшипников .

Общий КПД привода:

,

,

Частота вращения выходного вала:

,

Общее передаточное число:

(1.4)

По табл. 1П.3 приложения 1П [1] принимаем передаточные числа:

, (1.5)

,

Частота вращения вала электродвигателя:

,

По табл. 1П.2 приложения 1П [1] принимаем электродвигатель 4A132М8У3 с параметрами

Уточнение общего передаточного числа привода:

,

,

,

,

Определяем мощность:

,

,

,

,

Частота вращения:

,

,

,

,

Угловые скорости:

,

,

,

,

Крутящие моменты:

,

,

,

,

Составим сводную таблицу данных о всех передачах привода:

Таблица 1.1 - Данные о передачах привода

№ вала	n, мин-1	Р, Вт	Т, Н•м	щ, с-1
1	720	5223	69,3	75,36
2	360	4964	131,7	37,68
3	169,8	4767	268,3	17,77
4	113,2	4483	378,3	11,85



2. Расчет передач привода

2.1 Расчет клиноременной передачи

Выбор сечения ремня. В качестве расчетной мощности ,передаваемой ведущим шкивом, принимается мощность, равная номинальной мощности двигателя . Аналогично, частота вращения ведущего шкива равна номинальной частоте вращения двигателя . Таким образом: вал шпоночный редуктор быстроходный

,

,

По номограммам, приведенным в табл. 1П.35 приложения 1П [1], в зависимости от мощности и частоты вращения , выбираем клиновые ремни: нормального сечения и узкого сечения .

Определение диаметров шкивов. По табл. 1П.36 приложения 1П [1] минимально допустимый расчетный диаметр ведущего (малого) шкива для ремня для ремня Из стандартного ряда принимаем для сечения ремня для сечения ремня SPZ -- .

При коэффициенте скольжения (расчетное значение ) диаметр ведущего шкива:

(2.1)

Для сечения ремня :

,

Для сечения ремня SPZ:

,

По табл. 1П.37 приложения 1П [1] принимаем стандартные значения: для сечения -- для сечения SPZ -- .

Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного и:

(2.2)

Тогда для сечения ремня :

,

Для сечения ремня SPZ:

,

Определение межосевого расстояния aи расчетной длины ремня .

Предварительная величина межосевого расстояния .Тогда для сечения ремня В для сечения ремня SPZ.

Расчетная длина ремня (предварительно):

(2.3)

Для сечения ремня В: .

Для сечения ремня SPZ: .

Исходя из по табл. 1П.36 приложения 1П [6] принимаем стандартное значение: для сечения ремня В ; для сечения ремня SPZ.

Уточняем значение межосевого расстояния а по стандартной длине :

(2.4)

Для сечения ремня В:

.

Для сечения ремня SPZ:

.

После уточнения a в обязательном порядке проводится проверка:

(2.5)

Для сечения ремня :

,

,

Для сечения ремня SPZ:

,

,

Выше записанное условие выполняется как для сечения ремня , так и для сечения ремня SPZ.

Определение угла обхвата ремнем ведущего шкива .Угол обхвата (град) определяют по формуле:

(2.6)

Для сечения ремня :

,

Для сечения ремня SPZ:

,

Определение допускаемой мощности ,передаваемой одним клиновым ремнем в условиях эксплуатации рассчитываемой передачи.

Скорость ремня (м/с):

(2.7)

Для сечения ремня В:

,

Для сечения ремня SPZ:

,

По табл. 1П.38 приложения 1П [1] в зависимости от полученной величины линейным интерполированием определяем приведенную мощность ,передаваемую одним клиновым ремнем.

Для сечения ремня В по табл. 1П.38 [1] имеем:

,

Для сечения ремня SPZ по табл. 1П.38 [1] имеем:

,

По табл. 1П.39 приложения 1П [6] коэффициент угла обхвата ,на ведущем (меньшем) шкиве интерполированием: для сечения ремня В при ; для сечения ремня SPZ при .

По табл. 1П.40 приложения 1П [1] коэффициент определяется интерполированием: для сечения ремня В для передаточного числа , коэффициент для сечения ремня SPZ при , коэффициент .

Коэффициент длины ремня согласно Д.Н. Решетова [1] где - стандартная длина ремня, - базовая длина ремня по табл. 1П.38 приложения 1П[1] для соответствующего сечения ремня.

Для сечения ремня В:

,

Для сечения ремня SPZ:

,

По табл.1П.41 приложения 1П [1] при умеренных колебаниях и двухсменной работе коэффициент режима нагрузки (двигатель переменного тока общепромышленного применения).

Тогда допускаемая мощность, передаваемая одним клиновым ремнем в условиях эксплуатации рассчитываемой передачи:

(2.8)

Тогда для сечения ремня В:

,

Тогда для сечения ремня SPZ:

,

Необходимое число ремней определяется по формуле:

(2.9)

где - коэффициент числа ремней.

При мощности на ведущем (меньшем) шкиве , задаваясь коэффициентом , имеем:

а) для сечения ремня В:

,

Принимаем

б) для сечения ремня SPZ:

,

Как видно, ремень узкого сечения SPZ не подходит. Примем для дальнейшего расчета ремень узкого сечения SPА.

Для сечения ремня SPА:

,

Принимаем

Определение силы предварительного натяжения одного клинового ремня:

,

где -- масса 1 м длины ремня.

Тогда для сечения ремня В:

,

Для сечения ремня SPА:

,

Определение консольной нагрузки на вал ременной передачи:

(2.11)

Для сечения ремня В:

,

Для сечения ремня SPА:

,

Определение частоты пробегов ремня :

(2.12)

Для сечения ремня В:

,

Для сечения ремня SPА:

,

Условие гарантирует срок службы ремня 2000... 3000 ч.

Вывод: следовательно, приходим к выводу о целесообразности применения в проектируемом приводе клиноременной передачи с клиновыми ремнями узкого сечения SPА.

2.2 Проектная коническая передача

Исходные данные для расчета:

а) частота вращения шестерни

б) частота вращения колеса

в) передаточное число зацепления

г) вращающий момент на валу шестерни

д) вращающий момент на валу колеса

е) срок службы привода L_h = 20000 ч.

Вариант термообработки выбираем в зависимости от вращающего момента.

Отсюда имеем:

а) термообработка - нормализация;

б) твердость по НВ: для колеса и для шестерни

в) материал: для колеса 45Х- и шестерни - сталь 45ХН.

Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса (табл.4.1.3 [1])

Эквивалентное число циклов

,

где - срок службы привода;

с-число зацеплений зуба за один оборот

- коэффициент, учитывающий изменения нагрузки передачи

;

,

,

,

Коэффициент долговечности

При .

;

;

Предел контактной выносливости

;

.

Допускаемые контактные напряжения

где - для зубчатых колес с однородной структурой

МПа

МПа

Расчетные допускаемые контактные напряжения

Базовое число циклов напряжений цикл.

Эквивалентное число циклов

с-число зацеплений зуба за один оборот

- коэффициент, учитывающий изменения нагрузки передачи

;

для

,

,

,

Коэффициент долговечности

.

При .

Предел выносливости зубьев при изгибе, МПа

Допускаемые изгибные напряжения, МПа

где - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (при одностороннем - ).

Расчет геометрических параметров передачи по формуле [1].

,

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца,

- 1,1-малый неравномерный режим

,

,

,

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса:

,

,

Действительное передаточное число

,

,

Отклонение от расчетного значения передаточного отношения:

,

,

Углы делительных конусов:

,

,

Модуль зацепления:

,

,

Тогда окончательно:

,

,

Внешнее делительное конусное расстояние:

,

,

Ширина зубчатого колеса:

,

,

Среднее делительное конусное расстояние:

,

,

Средний окружной модуль:

,

,

Средний делительный диаметр:

,

,

,

Фактическая величина коэффициента

,

.

Проверка расчетных контактных напряжений

Окружная сила в зацеплении

,

,

Окружная скорость колес

,

,

Степень точности 8.

Удельная расчетная окружная сила [1]

,

где - коэффициент неравномерности нагрузки,

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

,

Расчетное контактное напряжение

,

где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев

- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий ,

,

Проверка расчетных напряжений изгиба

Удельная расчетная окружная сила

,

где - - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

- коэффициент, учитывающий расположение колес относительно опор

,

Коэффициент, учитывающий форму зуба (рис. 4.2.5) [1];

Расчёт производят для элемента “шестерня-колесо”, у которого меньшая величина отношения

Расчётные напряжения изгиба зуба

,

где - коэффициент, учитывающий наклон зубьев, ;

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, ;

,

Силы в зацеплении зубчатых колес

Окружные силы:

,

,

Радиальные и осевые силы:

,

,

,

,

2.3 Расчет цепной передачи

Исходные данные для расчета:

а) мощность на валу ведущей звездочки

б) частота вращения ведущей звездочки

в) передаточное число

г) условия эксплуатации (работа без пыли; передача открытая; расположение - горизонтальное; работа в одну смену; смазка - удовлетворительная; натяжение цепи не предусматривается).

Порядок расчета

1.Выбор типа приводной цепи

Выбираем приводную роликовую цепь.

2.Выбор чисел зубьев звездочек

В нашем примере меньшая звездочка является ведущей, а большая ведомой.

Число зубьев (ведущей) звездочки ориентировочное:

,

,

тогда

,

,

Д.Н. Решетов считает, что предпочтительно выбирать нечетное число зубьев звездочек (особенно малой), что в сочетании с четным числом звеньев цепи способствует более равномерному износу зубьев и шарниров. С учетом этих рекомендации принимаем окончательно

Для того, чтобы роликовая цепь в процессе изнашивания не соскакивала с большей звездочки, необходимо выполнения условия:

, (2.14)

Фактическое передаточное отношение:

,

.

Отклонение:

,

, что допустимо.

3. Предварительное определение межосевого расстояния

По соображениям долговечности цепи предварительно величину межосевого расстояния будем принимать в диапазоне:

,

где -- шаг цепи, мм.

4. Определение коэффициента эксплуатации

Расчетный коэффициент эксплуатации:

,

где -- динамический коэффициент при спокойной нагрузке (1,25);

-- коэффициент учета влияния межосевого расстояния (1);

-- коэффициент учета угла наклона цепи к горизонту (1);

-- коэффициент регулирования цепи при периодическом регулировании (1,25);

-- коэффициент сменности при односменной работе привода (1);

-- коэффициент смазки (1).

,

5. Определение коэффициентов

Число зубьев малой звездочки принимается по таблице 1П.30 [1].

Коэффициент числа зубьев:

,

,

Коэффициент частоты вращения:

,

.

6. Выбор цепи

Первоначально ориентируемся на однорядную цепь. Тогда расчетная мощность, передаваемая однорядной цепью для проектирования передачи:

,

где -- мощность на валу малой (ведущей) звездочки (4,767 кВт).

,

Ближайшей большей допускаемой расчетной мощностью является [1. табл. 1П.27] для однорядной цепи ПР - 25,4 - 57600 с шагом

Делительные диаметры звездочек:

,

,

,

,

Скорость цепи:

,

,

По табл. 1П25 [1] при м/с назначаем для цепи густую внутришарнирную смазку (качество смазки II).

7. Определение межосевого расстояния и длины цепи

Ранее из соображений долговечности цепи мы приняли, что предварительная величина межосевого расстояния будет находиться в диапазоне:

,

Так как меньшее рекомендуемое для , а большее , при принимаем .

Длина цепи в шагах или число звеньев цепи:

,

.

Уточняем :

,

.

8. Силы в цепной передаче и требования монтажа

Окружная сила:

,

,

Коэффициент провисания цепи при горизонтальном расположении Масса 1 м цепи ПР с шагом составляет 3 [1. табл. 1П.28].

Натяжение цепи от силы тяжести провисающей ведомой ветви:

,

.

Натяжение цепи от центробежных сил:

,

.

Уточняем расчетный коэффициент запаса прочности:

,

где -- разрушающая нагрузка цепи (57600 Н);

-- коэффициент динамической нагрузки (1,3).

,

Цепь 2ПР - 25,4 - 57600 подходит, так как:

.

Нагрузка на валы цепной передачи:

,

где -- коэффициент при горизонтальной передаче.

.

При монтаже цепной передачи предельное отклонение (мм) звездочек от одной плоскости и предельные углы их смещения , перекоса валов и их скрещивания определяем по формулам:

,

,

,

.



3. Расчет и конструирование валов

3.1 Предварительный расчет быстроходного вала

1. Принимаем материал вала сталь 40Х.

2. Определяем диаметр выходного конца из расчета на кручение, приняв пониженное допускаемое напряжение []_кр = 10...15 МПа для ведущего и []_кр = 20...35 МПа для ведомого валов (мм):[1, стр 170]

, (3.1)

где Т-- крутящий момент вала, Н • м.

,

Диаметр конца входного вала уплотнение , под подшипником [1, стр. 164,165].

3.2 Приближенный расчёт быстроходного вала

Данные для расчета Величина смещения a:,

,

,

,

,

.

проверка:

, реакции определены верно.

В плоскости yz:

,

,

,

,

проверка: , реакции определены верно.

Суммарные реакции

,

,

Рисунок 3.1 - Эпюры крутящих и изгибающих моментов быстроходного вала

Рассчитаем самое опасное сечения - под левым подшипником.

Изгибающий момент:

,

Крутящий момент Т = 131,7

Определяем суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженных сечениях:

,

Определяем диаметр вала (мм) в наиболее нагруженном сечении:

,

Ранее принятое значение d = 55 мм. Это больше, чем требуется по расчету. Прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

3.3 Проверочный расчет быстроходного вала на сопротивление усталости

Определяем коэффициент запаса прочности по усталости S и сравниваем его с допускаемым значением [S], принимаемым обычно 1,5…2,5

,

Где и коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям:

,

,

Здесь и - пределы выносливости материала соответственно при изгибе и кручении с симметричным циклом. По табл. 9.1 [1] для стали 45,, , ,

и - суммарные коэффициенты, учитывающие для данного сечения вала влияние всех факторов на сопротивление усталости соответственно при изгибе и кручении:

,

,

и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений.

=1.29.

- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. По табл. 9.6 [1] линейным интерполированием .

- коэффициент влияния шероховатости поверхности. По табл. 9.7 [1]

для шлифования при

- коэффициент влияния упрочнения, вводимый для валов с поверхностным упрочнением. Поверхность вала дополнительно не упрочняется и .

,

,

и - амплитуды напряжений цикла

и - коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений (й ,

При расчете валов на сопротивление усталости принимаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: и, а касательные напряжения - по нулевому циклу: и .

,

,

,

,

Тогда

,

,

,

,

3.4 Предварительный расчет выходного вала

Определяем диаметр выходного конца из расчета на кручение, приняв пониженное допускаемое напряжение ведомого вала []_кр = 20...35 МПа [1, cтр 176]:

,

,

где Т-- крутящий момент вала, Н • м.

Диаметр конца выходного вала уплотнение , под подшипником [1, стр. 164,165].

3.5 Приближенный расчёт выходного вала

Для ведомого вала редуктора из предыдущих расчетов:

,

Величина смещения a:

,

В плоскости xz:

, тогда

,

, тогда

,

проверка,реакции определены верно.

В плоскости yz:

, тогда получим:

,

, тогда

,

Проверка:

, реакции определены верно.

Рисунок 3.2 - Эпюры крутящих и изгибающих моментов тихоходного вала

Суммарные реакции опор:

,

,

Рассчитаем самое опасное сечения - сечение под правым подшипником

Изгибающий момент

,

Крутящий момент Т = 268,3

Определяем суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженных сечениях:

,

Определяем диаметр вала (мм) в наиболее нагруженном сечении:

,

Ранее принятое значение d = 55 мм. Это больше, чем требуется по расчету. Прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

3.6 Проверочный расчет выходного вала на сопротивление усталости

Определяем коэффициент запаса прочности по усталости S и сравниваем его с допускаемым значением [S], принимаемым обычно 1,5…2,5

,

Где и коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям:

,

,

Здесь и - пределы выносливости материала соответственно при изгибе и кручении с симметричным циклом. По табл. 9.1 [1] для стали 45,, , ,

и - суммарные коэффициенты, учитывающие для данного сечения вала влияние всех факторов на сопротивление усталости соответственно при изгибе и кручении:

,

,

и - эффективные коэффициент концентрации напряжений. По табл. 10.3 [1]

=1,48.

- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. По табл. 9.6 [1] линейным интерполированием .

- коэффициент влияния шероховатости поверхности. По табл. 9.7 [1] для шлифования при

- коэффициент влияния упрочнения, вводимый для валов с поверхностным упрочнением. Поверхность вала дополнительно не упрочняется и .

,

,

и - амплитуды напряжений цикла

и - коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к Рассчитаем самое опасное сечения - сечение под первой шестерней быстроходной передачи

При расчете валов на сопротивление усталости принимаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: и, а касательные напряжения - по отнулевому циклу: и .

,

,

,

,

,

,

,

,



4. Расчет шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами

Размеры сечений шпонок и шпоночных пазов по ГОСТ 23360 - 78

Рисунок. 4.1 - Шпонка призматическая

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная

От условия прочности на смятие рассчитывается часть шпонки, выступающая из вала.

,

где - напряжение смятия

- крутящийся момент на валу

- рабочая длина шпонки

- диаметр вала

- высота шпонки

- глубина паза

- полная длина шпонки

- ширина шпонки

Условие прочности на срез шпонки

,

где - допускаемое напряжение на срез.

4.1 Быстроходный вал

Расчёт шпонки под шестерню: шпонка 12Ч8Ч32,

,

Условие прочности на смятие:

,

Условие прочности на срез шпонки:

,

4.2 Тихоходный вал

Расчёт шпонки под звездочку: шпонка 12Ч8Ч80,

,

Условие прочности на смятие:

,

Условие прочности на срез шпонки:

,

Расчёт шпонки под зубчатое колесо: шпонка 18Ч11Ч63,

,

Условие прочности на смятие:

,

Условие прочности на срез шпонки:

,



5. Расчет и конструирование подшипниковых узлов

5.1 Подшипники входного вала

Осевые составляющие радиальных реакций конических роликоподшипников 7211 (=65 кН;) по формуле [3]:

,

,

,

,

где е = 0,37 - параметр осевого нагружения для конического роликоподшипника

В нашем случае , и F_а ? 0 получаем , тогда

,

,

Рассмотрим левый подшипник, отношение , поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка при принятых величинах

Х=0,4 - по таблице 10.3 [1], V=1 - вращается внутреннее кольцо подшипника,

У=1,5 - по таблице 7.4 [3], - коэффициент безопасности,

- температурный коэффициент .

,

Расчетная долговечность:

,

Расчетная динамическая грузоподъемность, кН:

,

5.2 Подшипники выходного вала

Осевые составляющие радиальных реакций конических роликоподшипников 7211 (=65 кН;) по формуле [3]:

,

,

,

,

где е = 0,37 - параметр осевого нагружения для конического роликоподшипника

В нашем случае , F_a?S₂-S₁, далее , тогда

,

,

Рассмотрим левый подшипник, отношение , поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка при принятых величинах

Х=0,4 - по таблице 7.4 [3], V=1 - вращается внутреннее кольцо подшипника,

У=1,5 - по таблице 7.4 [3], - коэффициент безопасности,

- температурный коэффициент .

,

Расчетная долговечность:

,

Расчетная динамическая грузоподъемность, кН:

,



6. Смазывание зацеплений

Смазывание зубчатых передач необходимо для снижения интенсивности изнашивания зубьев, повышения КПД передач и их несущей способности, зашиты от коррозии, охлаждения и отвода теплоты, удаления продуктов изнашивания, смягчения внутренних и внешних динамических воздействий, предохранение от заедания.

По рекомендации принимаем жидкое минеральное масло типа И-30А. Так как в данном редукторе горизонтальное расположение валов и сравнительно небольшие мощности при окружных скоростях, не превышающих 12 м/с. Уровень масла должен быть таким, чтобы зубья были погружены в масло.

По ГОСТ 20799-75 выбираем индустриальное масло И-30А.

Определяем объем масляной ванны по чертежу. Имеем площадь внутренней полости редуктора S = 37919 мм² = 3,8 дм²; высота h = 0,5 дм.

В нашем случае:

,

Принимаем .



7. Конструирование рамы

Для создания базовой поверхности под редуктор на раме предусматриваем платики высотой = 5 мм.

Ширина B и длина рамы L:

,

,

Высота базовой конструкции рамы:

,

При конструировании опорной части редуктора был принят диаметр болтов d_ф М16. Диаметр отверстия в полке швеллера под болт =16 мм (таблица 3П22 приложения 3П).

Для крепления рамы к полу цеха применяем фундаментные болты с коническим концом. При L=700 мм принимаем четыре болта диаметром М18.

Размеры фундаментного болта:

Выбираем швеллер №10 ГОСТ 8240-89 с размерами:

Проверим условие привинчивания болтов М18:

.

Швеллер №10 не подходит, следовательно, принимаем швеллер №12.



8. Выбор посадок

Посадки деталей на быстроходный вал цилиндрического двухступенчатого редуктора назначаем по табл. 10.13 [4], выбранные значения приведены в табл. 8.1.

Таблица 8.1 -- Посадки деталей на быстроходный вал цилиндрического двухступенчатого редуктора

Рекомендуемая посадка	Соединение
h9	Манжета на вал
Н7/h8	Крышка подшипника в корпус
Н7	Внутреннее кольцо подшипника на вал

Посадки деталей на тихоходный вал цилиндрического двухступенчатого редуктора назначаем по табл. 10.13 [4], выбранные значения приведены в табл. 8.2.

Таблица 8.2 -- Посадки деталей на тихоходный вал цилиндрического одноступенчатого редуктора

Рекомендуемая посадка	Соединение
Н7/k6	Звездочка быстроходная
h9	Манжета на вал
Н7/h8	Крышка подшипника в корпус
Н7	Внутреннее кольцо подшипника на вал
E9/k6	Кольцо дистанционное на вал
Н7/р6	Зубчатое колесо и шестерни на вал



9. Сборка и регулировка редуктора

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

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная со сборки валов.

На ведущий вал насаживают мазеудерживающее кольцо, затем подшипник устанавливают на вал, предварительно нагрев его в масле до 80-100 °С, затем надевают распорную втулку и стакан, далее насаживают второй подшипник. Устанавливают втулку, многолапчатую шайбу, прижимают шлицевой гайкой и загибают лапки в шлицевые пазы.

В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем устанавливают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают подшипники.

Собранные валы укладывают в корпус редуктора и надевают крышку, предварительно покрытую спиртовым лаком. Для обеспечения центровки крышку устанавливают по посадке и затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку и ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки. Их устанавливают под фланцы крышек подшипников и между корпусом и фланцем стакана.

Затем устанавливают крышки и проверяют проворачивание валов, отсутствие заклинивания подшипников (валы должны поворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.



10. Техника безопасности

Техника безопасности при эксплуатации спроектированного в соответствии с заданием к данному курсовому проекту привода:

1. Следует избегать размещения спроектированного привода на открытом воздухе. Элементы привода могут сильно пострадать от дождя, холода, жары, ветра т. к. не рассчитаны на подобные условия эксплуатации на открытом воздухе. В противном случае, оборудование должно быть достаточно защищено при помощи:

– укрытия;

– защиты от ветра;

– кожуха для токоведущих частей установки.

2. Использовать по назначению

– допущенному персоналу разрешается работа с приводом только при его полной технической исправности и соблюдении всех норм и правил безопасности. Это предполагает также соблюдение рабочего режима;

– питание обеспечивается при помощи переносных кабелей и кабельных барабанов.

3. Ущерб здоровью и материалу может нанести:

– недопустимое снятие кожухов и защитного оборудования;

– использование привода не по назначению;

– превышение максимально допустимой нагрузки;

– работа на токопроводящих частях.

4. Основная информация по технике безопасности:

– лица, находящиеся под воздействием наркотиков, алкоголя или лекарственных препаратов, не допускаются к работам по монтажу, вводу в эксплуатацию, обслуживанию, разборке и другим работам с приводом;

– любые изменения в конструкции привода должны соответствовать требованиям безопасности. Только специалистам, на основании электротехнических норм, разрешается проводить работы с электрической частью привода. В случае неполадок, работа привода должна быть немедленно остановлена, сам привод обесточен;

– привод, в любом случае может представлять угрозу для жизни и здоровья при его неправильном использовании, монтаже, обслуживании и работе неквалифицированного персонала;

– ответственный должен гарантировать безопасность персонала во время работы, при соблюдении им всех соответствующих мер и контролировать, чтобы привод работал только в исправном состоянии.

5. Инструкция по технике безопасности при монтаже и демонтаже:

– работы по монтажу и демонтажу проводятся только специалистами;

– работы по монтажу и демонтажу должны быть согласованы между исполнителем и ответственным оператором;

– зона установки должна быть защищена;

– при запуске должны быть приняты во внимание электротехнические правила и нормы;

– должны использоваться только соответствующие, испытанные и калиброванные инструменты;

– обязательно должны соблюдаться правила пожарной безопасности.

6. Инструкция по технике безопасности при вводе в эксплуатацию, после монтажа:

– рабочая зона должна быть защищена;

– проверить соответствие напряжения 380 В и частоты тока 50 Гц в сети;

– должно быть проверено направление вращения привода;

– во время ввода в эксплуатацию возможна работа в опасной зоне. Эту работу, при соблюдении соответствующих мер безопасности, может выполнять только специально подготовленный персонал.

7. Инструкция по технике безопасности при регламентных работах:

Регламентные работы подразумевают меры по обслуживанию, проверке и ремонту. Только специалистам разрешается проводить технический и электрический ремонт, а также регламентные работы. Перед началом работы с электрической схемой привода рабочие должны проверить, обесточен ли каждый привод. Ответственный оператор включает привод лишь после завершения любой из работ. При проведении регламентных работ, привод должен быть выключен, заблокирован и защищен от возможности непреднамеренного или несанкционированного пуска.

Руководствуемся при выборе общих требований безопасности ГОСТ 12.2.003 и ГОСТ 12.2.062.



Заключение

В курсовом проекте разработан конический редуктор. Подобран материал для изготовления шестерен и зубчатых колес. Для шестерен и зубчатых колес принята сталь 40Х с поверхностной закалкой ТВЧ.

Выполнен проектный расчет валов, где определены силы, действующие в зацеплении, выбраны диаметры и длины ступеней валов. Выполнена эскизная компоновка редуктора. Произведен расчет корпуса, где определены габаритные размеры редуктора.

Подобраны роликовые подшипники качения 7211 для быстроходного и тихоходного вала. Долговечность выбранных подшипников удовлетворяют условию часов. Подобраны шпонки, определен сорт масла: И30 - А и его количество (1,9 л).

Графическая часть (сборочный чертеж конического редуктора, чертеж колеса конического, чертеж ведомого вала, корпуса редуктора, крышки подшипника) выполнена согласно требованиям ЕСКД. Продуманы требования по технике безопасности и охране труда; по сборочному чертежу описан процесс сборки редуктора.



Список использованных источников

1. Ф. М. Санюкевич, «Курсовое проектирование деталей машин» - Мн., ВШ, 1982 г.

2. А.В. Кузьмин, В.Ф. Калачев, «Курсовое проектирование деталей машин» - Мн., ВШ, 1982 г.

3. П. Д. Дунаев, О.П. Леликов, «Конструирование узлов и деталей машин», «Академия», М., 2000 г.

4. С. А. Чернавский, К.Н. Боков, Д.В. Чернилевский, И.М. Чернов, «Курсовое проектирование деталей машины», М, «Машиностроение», 1979г.

5. А. Е. Шейнблит, Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Высшая школа, 1991г.

6. К.П. Жуков, Ю.Е. Гуревич, “Атлас конструкций механизмов, узлов и деталей машин ч.Iи ч.II, ”г. Москва.

Размещено на Allbest.ru