Расчет редуктора для ленточного конвейера

Кинематический расчет привода и подбор электродвигателя. Расчет зубчатой передачи. Проектный расчет валов редуктора. Выбор и расчет подшипников на долговечность. Выбор и расчет муфт, шпонок и валов. Выбор смазки редуктора. Описание сборки редуктора.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 16.02.2016
Размер файла 887,5 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/

Содержание

1. Введение

2. Кинематический расчёт привода и подбор электродвигателя

3. Расчёт зубчатой передачи

4. Проектный расчёт валов редуктора

5. Конструирование зубчатых колёс

6. Конструирование корпуса редуктора

7. Выбор и расчёт подшипников на долговечность

8. Выбор и расчёт муфт

9. Выбор и расчёт шпонок

10. Уточнённый расчёт валов

11. Выбор смазки редуктора

12. Описание сборки редуктора

Выводы

Литература

1. Введение

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей народного хозяйства, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения

На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненных в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственное понижение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор проектируют 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 организованно серийное производство редукторов.

Одноступенчатые цилиндрические редукторы как горизонтальные, так и вертикальные могут иметь колеса с прямыми, косыми или шевронными зубьями.

2. Кинематический и силовой расчет привода

Рисунок 2.1 Кинематическая схема редуктора

Определяется общий КПД привода

(2.1)

где: hобщ - общий КПД привода

Определяется требуемая мощность двигателя

, (2.2)

где: Р2 - мощность на ведущем валу

Ртр= 3,5/0,94=3,72 кВт.

Определяется число оборотов на ведомом валу

, (2.3)

где: w - угловая скорость ведомого вала

n2=(38ґ 30) / 3,14= 363,05 мин-1

Выбирается приближенное значение общего передаточного числа

uобщ=uпре=3

Определяется требуемая частота вращения двигателя

nэ.тр = п2ґuобщ (2.4)

nэ.тр = (108ґ30)/3,14 = 1089 об/мин

По таблице выбирается электродвигатель и записываются все данные и размеры

Тип двигателя 4A112МВ6

Рэл = 4 кВт

пэл = 1000об/мин

Определяется фактическое передаточное число привода

иобщ.факт=пэл/п2; (2.5)

uобщ.факт= 1000/108 =9,25

Определяется момент на валах редуктора

На ведущем валу

(2.6)

(2.7)

На ведомом валу

(2.8)

Таблица 2.1. Сводная таблица

№ вала

Pk(Вт)

(рад/с)

n(об/мин)

Т(Нм)

Ведущ.(1)

3,72

114

1089

32,6

Ведом.(2)

3,5

38

363

92,1

3. Расчет зубчатой передачи

электродвигатель редуктор шпонка муфта

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираются материалы со средними механическими характеристиками (см. гл. III, табл. 3.3):

для шестерни - сталь 40ХН, термическая обработка -- улучшение, твердость НВ280;

для колеса - сталь 40ХН, термическая обработка -- улучшение, твердость НВ280.

Находим:

Ориентировочное значение межосевого расстояния определяем по формуле

(3.1)

Окружная скорость зубчатого колеса

(3.2)

Допускаемые контактные напряжения.

А) По табл. Интерполированием находим базовое число циклов напряжений, соответствующее перелому кривой усталости : для шестерни ; для колеса.

Б) Число циклов нагружения зубьев за всё время работы при

Шестерн

(3.3)

Колеса:

(3.4)

Эквивалентное число циклов нагружения зубьев находим по формуле, значения коэффициента ин по таблице

Шестерни:

Колеса:

В) Так как NHE1 >NHG2 и NHE2 >NHG2, то по условию формулы принимаем коэффициенты долговечности: zN1 =1 uzN2 =1.

Г) По формулам табл. определяем пределы контактной выносливости:

Для шестерни :

Для колеса:

Д) Допускаемые контактные напряжения по формуле:

Для шестерни:

(3.5)

Для колеса:

(3.6)

Допускаемые контактные напряжения для расчёта цилиндрической передачи с непрямыми зубьями :

(3.7)

При этом условие соблюдается.

Допускаемые напряжения изгиба

А) базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости зубьев при изгибе,

Б) эквивалентное число циклов нагружения зубьев находим по формуле значения коэффициента по табл.: для шестерни при ; для колеса при :

Шестерни:

Колеса:

В) так как NFE1 >NFG и NFE2 >NFG то по условию формулы принимается коэффициенты долговечности YN1 =1 ;YN2 = 1. Полагая шероховатости переходной поверхности между зубьями при зубофрезеровании с высотой микронеровностей Rz<40мкм, принимаем

YR1 =YR2 = 1.

При нереверсивной работе YA=1. Принимается коэффициент запаса прочности [S]F=1,7.

Г) По табл. определяются пределы выносливости зубьев при изгибе:

Для шестерни m<3мм

Для колеса

Д) допускаемые напряжения изгиба по формуле:

Для шестерни

Для колеса

Коэффициенты нагрузки.

А) по табл. ориентируясь на передачи общего машиностроения, назначается 8-я степень точности передачи. Затем по табл., интерполируя, получаем KHv=1,01; KFv=1,06.

Б) Принимается коэффициент ширины венца для симметричного расположенного относительно опор колеса.По формуле:

(3.8)

По табл. выбирается значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы . Для зубчатого колеса Значение коэффициента Кw находится по таблице для зубчатого колеса : Кw=0,45. Тогда значение после притирки зубьев:

(3.9)

Значение коэффициента KFB находим по формуле, приняв GF=0,88.

В) Для принятой твёрдости поверхностей зубьев шестерни Н1 =48…53 HRC и колеса Н2 =269…302 НВ по формуле находится значения коэффициентов распределения нагрузки между зубьями для назначенной 8-й степени точности передачи

(3.10)

Что не соответствует условию . Принимаем ;

Г) находим значения коэффициентов нагрузки по формулам при КА= 1

Межосевое расстояние. По формуле уточняем межосевое расстояние

(3.11)

Принимаем aw=95мм

Ширина венца колеса и шестерни:

Принимаем b2 =30

Нормальный модуль зубьев.

Минимальное значение

Максимальное значение

По стандарту принимаем из первого ряда т=1,5мм.

Угол наклона зубьев и число зубьев колес.

А) предварительно определяем минимальный угол наклона зубьев

Условие выполнено.

Б) суммарное число зубьев

Принимается

В) фактический угол наклона зубьев

Г) число зубьев шестерни z1 и колеса z2

(3.12)

(3.13)

Принимается z1 = 31; z2 = 93.

Фактическое передаточное число

(3.14)

Что меньше заданного на 2,2%. Для дальнейших расчетов принимаем

Проверочный расчёт на контактную прочность

(3.15)

Расчётные данные принимаются за окончательные

Силы в зацеплении

Окружная сила

Радиальная сила

Осевая сила

Проверочный расчёт на прочность при изгибе

А) Эквивалентное число зубьев

Шестерни

Колеса

Б) По табл. принимается коэффициенты формы зуба и концентрации напряжений при коэффициенте смещения х=0; шестерни YFs1 = 3.8 колеса YFs2 = =3.59

В) Коэффициент, учитывающий наклон зуба

Условие выполнено

Г) Для косозубых колес коэффициент

Д) Расчётные напряжения изгиба в основании ножки зуба:

Колеса

Шестерни

Прочность зубьев на изгиб выполняется

Основные геометрические размеры передачи.

Делительные диаметры шестерни и колеса

Диаметры вершин шестерни и колеса

Диаметры впадин шестерни и колеса

Межосевое расстояние

Принимается =95

Пригодность заготовок шестерни и колеса

Диаметр заготовки шестерни

Dзаг=d+6мм = 50,938 +6 =57<D =200мм

Sзаг=0,4b2 =0,430 =12 мм или Sзаг=8m =8 1,5=12 мм, что меньше S=125 мм

Условия пригодности заготовок колес выполняются

4. Предварительный расчёт валов

Ведущий вал.

Рисунок 4.1 Конструкция ведущего вала.

Выполняется расчёт выходного конца.

(4.1)

где Т1 - вращающий момент на ведущем валу;

кр] - допускаемое напряжение кручения для стали 40ХН, [фкр]=25 МПа

d1вых=0,75Чdэл; (4.2)

где dэл=28 мм - диаметр выходного конца электродвигателя.

d1вых=0,75Ч28=22 мм

Принимается d1вых=22 мм.

Рассчитывается диаметр под подшипник

d1п=d1вых+3 мм (4.3)

d1п=22+3=25 мм

Принимаем d1п=25 мм.

Рассчитывается диаметр под шестерню

d=d1п+5 мм=25+5=30 мм

На ведущий вал выбираются подшипники 205 средний серии.

d=25 мм; D=52 мм; В=15 мм; r=1,5 мм; С=14 кН; С0=6,95кН. (4.4)

Ведомый вал

Рисунок 4.2 Конструкция ведомого вала.

Выполняется расчёт выходного конца ведомого вала.

(4.5)

Принимается окончательно d2вых=30 мм.

Рассчитывается диаметр под подшипники.

d2п=d2вых+5 (4.6)

d2п=30+5=35 мм

Принимаем окончательный d2п=35мм

Рассчитывается диаметр под колесо.

d=d2п+5 (4.7)

d=35+5=40 мм

На ведомый вал выбираются подшипники 207 средней серии.

d=35 мм; D=72мм; В=17 мм; r=2 мм; С=25,5 кН; С0=13,7 кН.

5. Конструирование зубчатых колёс

Шестерня выполняется по размерам: d1=48 мм; dа1=51 мм; b1=33 мм.

Колесо кованое: d2=143 мм; dа2=146 мм; b2=30 мм.

Рисунок 5.1 Конструкция колеса

Рассчитывается диаметр ступицы

dст=1,6Чdк2 (5.1)

где dст - диаметр ступицы, мм;

dк2 - диаметр вала под колесо, мм.

dст=1,6Ч40=64 мм

Рассчитывается длина ступицы

lст=(1,2ч1,5)Чdк2 (5.2)

где lст - длина ступицы, мм.

lст=(1,2ч1,5)Ч40 = 48ч60мм

Принимается lст=50 мм.

Рассчитывается толщина обода

д0=(2,5ч4)Чmп (5.3)

где д0 - толщина обода, мм;

тп - модуль зубьев, мм.

д0=(2,5ч4)Ч1,5 = 3,75ч6 мм

Принимается до=8 мм.

Рассчитывается толщина диска

С=0,3Чb2 (5.4)

где С - толщина диска, мм;

b2 - ширина венца, мм.

С=0,3Ч30=9 мм

Определяется диаметр центровой окружности

Dотв=0,5Ч(D0+dст) (5.5)

где Dотв - диаметр центровой окружности, мм;

D0 - внутренний диаметр обода, мм;

dст - диаметр ступицы, мм.

Dотв=0,5Ч(124+64)=95 мм

Определяется диаметр отверстий

(5.6)

где dотв - диаметр отверстий, мм.

Принимается dотв=20 мм.

6. Конструирование корпуса редуктора

Рассчитывается толщина стенок корпуса и крышки редуктора.

д=0,025Чащ+1 (6.1)

где д - толщина стенок корпуса, мм;

ащ - межосевое расстояние,мм.

д=0,025Ч95+1=3,375 мм

По таблице 10.2 [1] толщина стенок корпуса и крышки д?6мм. Окончательно принимается д=6мм.

д1=0,02Чащ+1 (6.2)

где д1 - толщина стенок крышки, мм.

д1=0,02Ч95+1=2,9мм

Окончательно принимается д1=6 мм.

Рассчитывается толщина верхнего пояса (фланца) корпуса.

b=1,5Чд (6.3)

где b - толщина верхнего пояса, мм;

д - толщина стенок корпуса, мм.

b=1,5Ч6=9 мм

Рассчитывается толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса.

b1=1,5Чд1 (6.4)

где b1 - толщина нижнего пояса, мм;

д1 - толщина стенок крышки, мм.

b1=1,5Ч6=9мм

Рассчитывается толщина нижнего пояса корпуса.

р=2,35Чд (6.5)

где р - толщина нижнего пояса корпуса, мм;

р=2,35Ч9=21,15мм

Принимается толщина нижнего пояса корпуса р=15 мм.

Рассчитывается толщина рёбер основания корпуса.

т=(0,8ч1)Чд (6.6)

где т - толщина рёбер, мм;

д - толщина стенок корпуса, мм.

т=(0,8ч1)Ч6=5,1ч6 мм.

Определяется диаметр фундаментных болтов.

d1=(0,03ч0,036)Чаw+12 (6.7)

d1=(0,03ч0,36)Ч95+12=14,85ч15,42 мм

Принимаются болты с резьбой М16

Определяется диаметр болтов крепящих крышку к корпусу у подшипников.

d2=(0,7ч0,75)Чd1 (6.8)

d2=(0,7ч0,75)Ч16=11,2ч12 мм.

Принимаются болты с резьбой М12.

Определяется диаметр болтов соединяющих крышку с корпусом.

d3=(0,5ч0,6)Чd1 (6.9)

d3=(0,5ч0,6)Ч16=8ч9,6 мм

Принимаются болты с резьбой М10.

7. Выбор и расчёт подшипников на долговечность

Ведущий вал.[2]

Из предыдущих расчётов имеется Ft=1752H; Fr=657H; Fa=372H; из

первого этапа компоновки l1=103 мм.

Расчетная схема ведущего вала

Определяются реакции опор:

в плоскости xz

где Rх1=Rх2 - реакции опор, Н;

Ft - окружная сила, Н.

в плоскости yz

где Fr - радиальная сила, Н;

d1 - делительный диаметр шестерни, мм.

Проверка:

Ry1+Ry2-Fr=377 +280-657 =0

Определяются суммарные реакции

Выбираются подшипники по более нагружённой опоре. Намечаются радиальные шарикоподшипники 305 серии: d=25 мм; D=52 мм; B=15мм; С=14 кН; С0=6,95 кН;r=1,5.

Рассчитывается эквивалентная нагрузка

Pэ=(XVPr1+YPaуКф (7.1)

где Рr1=953,7- радиальная нагрузка, Н; осевая нагрузка Pa = Fa =372H;

V=1 - коэффициент вращения внутреннего кольца;

Ку=1; Кф=1 - коэффициенты безопасности для приводов ленточных конвееров.

Отношение

этой величине соответствует е = 0,26 (по табл. 9,18)

Отношение

Рэ=(0,56Ч953,7 +1,88ґ372)х1х1=1233 Н

Рассчитывается расчётная долговечность, млн. об.

(7.2)

где С - динамическая грузоподъёмность, Н

млн. об

Рассчитывается расчётная долговечность, ч

(7.3)

где п - частота вращения внутреннего кольца, об/мин.

ч

Ведомый вал несёт такие же нагрузки, как и ведущий: Ft=1752H,

Fr=657H, Fa=372H;

Нагрузка на вал от цепной передачи FB=2628H.

Составляющие этой нагрузки

FBX = FBY = FBsinY= 2628sin 45° = 1708H

Из первого этапа компоновки l2=102 мм; l3=51 мм.

Определяются реакции опор:

в плоскости xz

(7.4)

(7.5)

Проверка:

Rx3+Rx4-(Ft+FBX)=416+3176-(1752+1840)=0

в плоскости yz

(7.6)

(7.7)

Проверка:

Ry3 +FBy-(Fr+Ry4)=657+1840-(657+1840)=0

Определяются суммарные реакции

(7.8)

(7.9)

Выбираются подшипники по более нагружённой опоре 4.

Намечаем шарикоподшипники радиальные 207 серии: d=35 мм;

D=72 мм; В=17 мм; С=25,5 кН; С0=13,7кН.

Рассчитывается эквивалентная нагрузка

Отношение

Этой величине соответствует е=0,22 (по табл. 9.18)

Отношение

поэтому Pэ=Pr4VKуKф (7.10)

Pэ=36701ґ1,2 1=4404Н

Рассчитывается расчётная долговечность, млн. об.

(7.11)

млн.об.

Рассчитывается расчётная долговечность, ч

(7.12)

ч

Из расчетов ч, а для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника), исходя из всего этого выбираем шариковые радиальные подшипники 207 среднесерии.

8. Выбор и расчёт муфт

Для соединения вала электродвигателя с ведущим валом редуктора необходимо подобрать муфту с упругими элементами для того, чтобы гасить вибрации и толчки идущие от электродвигателя.

Наиболее подходящие муфты упругие втулочно - пальцевые МУВП…

Для подбора муфты необходим момент расчётный Мр, диаметр вала электродвигателя dэл и диаметр выходного конца ведущего вала d1вых.

Из предыдущих расчётов имеем: dэл=38 мм, d1вых=22 мм.

Рисунок 8.1 Муфта упругая втулочно-пальцевая

Определяется момент расчётный

Тр=КmЧТ1 (8.1)

где Мр - расчётный момент для подбора муфты, Нм;

к=1,4 - коэффициент режима работы привода.

Тр=1,4Ч41,6=58,24Нм

Выбираем муфту МУВП1-50-55НН 2096-64

Пальцы проверяются на изгиб по сечению А - А, а резиновые втулки на смятие поверхности, соприкасающейся с пальцами.

Условие прочности пальца на изгиб:

(8.2)

где уи - наиб.напряжение изгиба в опасном сечении пальца, Н/мм2;

Мр - расчётный момент, Нмм;

D0 - диаметр окружности, на которой расположены пальцы, мм;

Z - число пальцев;

lп - длина пальцев, мм;

dп - диаметр пальца, мм.

[у]n=80ч90 Н/мм2 - допускаемое напряжение на изгиб для пальцев.

Условие прочности выполняется.

Проверяется условие прочности втулки на смятие:

(8.3)

где lb - длина втулки, мм;

[у]см=1,8ч2,0 Н/мм2 - допускаемое напряжение на смятие для резины.

Условие прочности на смятие выполняется.

9. Выбор и расчёт шпонок

Шпонками называются соединительные элементы между валом и ступицей (колеса, шкива, маховика и т. д.). Шпонки в основном изготавливаются из сталей (Сталь 20, Сталь 35, Сталь 45) термообработка специальная не нужна. Шпонки и шпоночные пазы стандартизованы.

Выбираются шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360 - 78.[3] Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности определяется по формуле

(9.1)

где Т - передаваемый момент;

d - диаметр вала;

(h-t1) - рабочая глубина паза в ступице;

(l-b) - рабочая длина шпонки со скруглёнными торцами;

см]=100МПа - допускаемое напряжение смятия при стальной ступице.

Рисунок 9.1 Шпоночное соединение.

Ведущий вал.

d=22 мм; bЧh=8Ч7 мм; t1=4 мм;

t2=3,3 мм; l=60 мм; Т=41,6Ч103Нмм.

Условие прочности на смятие выполняется.

Ведомый вал.

d=30 мм; bЧh=10Ч8 мм; t1=5 мм;t2=3,3мм; l=60мм; Т=116Ч103Нмм.

Условие прочности на смятие выполняется.

d=40 мм; bЧh=12Ч8 мм; t1=5 мм; l=50 мм; Т=116Ч103Нмм.

Условие прочности на смятие выполняется.

10. Уточнённый расчёт валов

Ведущий вал.

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполняется заодно с валом), т. е. сталь 45, термообработка - улучшение.

При диаметре заготовки до 90мм (в нашем случае dа1=50 мм) среднее значение уb=780 МПа.[2]

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

у-10,43уb (10.1)

у-1=0,43Ч780=335 МПа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

ф-10,58у-1 (10.2)

ф-1=0,58Ч335=194 МПа

Сечение А - А

Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитывается на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности

(10.3)

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

(10.4)

При d=22мм; b=6 мм; t1=3,5 мм

(10.5)

Wк нетто =

Принимается kф=1,5; еф=0,83; шф=0,1 [1]

Определяется изгибающий момент от консольной нагрузки

(10.6)

где l - длина полумуфты, мм.

M=2,5

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

(10.9)

Результирующий коэффициент запаса прочности

(10.10)

получился близким к коэффициенту запаса Sф=9,7. Это расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов оказываются прочными и что учёт консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Фактическое расхождение будет ещё меньше, так как посадочная часть вала обычно бывает короче, чем длина полумуфты, что уменьшает значения изгибающего момента и нормальных напряжений.

По этим причинам проверять прочность в сечениях Б - Б и В - В нет необходимости.

Ведомый вал

Материал вала - сталь 45 нормализованная; уb=570 МПа.

Пределы выносливости у-1=246 МПа и ф-1=142МПа.

Сечение А - А

Диаметр вала в этом сечении 40 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: kу=1,6 и kф=1,5; масштабные факторы еу=0,85; еф=0,73; коэффициенты шу=0,15 и шф=0,1.[1]

Крутящий момент Т2=82,5Ч103Нмм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

М=Rx3l2 (10.11)

М'=416Ч102 = 42432Нмм

изгибающий момент в вертикальной плоскости

М”=Ry3l2+ Fa (10.12)

М” = 657Ч102+372x(144/2) =93798Нмм

суммарный изгибающий момент в сечении А - А

МА - А=Нмм

Момент сопротивления кручению (d=40 мм; b=12 мм; t1=5 мм)

(10.13)

Wк нетто =

Момент сопротивления изгибу

(10.14)

Wнетто=

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

(10.15)

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

(10.16)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

(10.17)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

(10.18)

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А - А

(10.19)

Сечение К-К: Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см.табл. 8.7)

и ; и

Изгибающий момент

(10.20)

Осевой момент сопротивления

(10.21)

Амплитуда нормальных напряжений

Полярный момент сопротивления

(10.22)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К

Условие прочности выполняется

Сечение Л - Л

Концентрация напряжений обусловлена переходом от Ш30 к Ш26: при D/d=30/26=1.15 и r/d=2.25/26=0.08 kу=1,51 и kф=1,21; масштабные факторы еу=0,92; еф=0,83;[1]

Внутренние силовые факторы такие же как и в сечение К-К

Осевой момент сопротивления

(10.36)

W =

Амплитуда нормальных напряжений

(10.37)

среднее напряжение уm=0

Полярный момент сопротивления

(10.38)

Wр=

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

(10.39)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

(10.40)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

(10.41)

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л - Л

(10.42)

Сечение Б-Б: Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (см. табл. 8.5)

и ; и

Изгибающий момент (положим х1=60мм)

Момент сопротивления сечения нетто при b=10 и t1=5мм

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Момент сопротивления кручению сечения нетто

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициенты запаса прочности

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б

Таблица10.1. Результаты проверки сводятся в таблицу:

Результаты проверки сводятся в таблицу:

Таблица 10.1

Сечение

А-А

К-К

Б-Б

Коэффициент запаса S

6

2,7

1,68

Условия прочности во всех сечениях выполняются
11. Выбор смазки редуктора
Смазывание зубчатого зацепления производят окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колeса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяется из расчета 0,25дм 3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: V= 0,25ґ4,5 = 1,125дм 3
По таблице 10.8 [1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях sН = 600МПа и скорости n = 2 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34ґ106 м2/с. По таблице 10.10 [1] принимается масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75)
Камеры подшипников заполняются пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняется шприцем через пресс - масленки.
12. Описание сборки 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 0С;

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 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.

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. 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.

Выводы

Этот редуктор был спроектирован для ленточного конвейера. На него были произведены небольшие затраты так как он в основном состоит из дешевых материалов.

Масса редуктора была уменьшена за счет выемок в корпусе, крышке, днище корпуса. Для не затруднительной транспортировки был сделан рымболт.

Большую прочность редуктора обеспечивают ребра жесткости.

Легко можно произвести смену масла: для этого внизу корпуса сделана пробка. Уровень масла в редукторе контролируется при помощи маслоуказателя.

Большой запас долговечности подшипников гарантирует долгую и надежную работу.

Литература

Чернавский С.А. «Курсовое проектирование деталей машин», М.: Машиностроение, 2008.

Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин», Янтарный сказ, «Высшая школа», 2014.

Кукликов В.П. «Стандарты инженерной графики», Москва, «Высшая школа», 2011.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода. Расчет зубчатых колес. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Подбор подшипников и шпонок для валов. Первый этап компоновки редуктора. Выбор смазки.

    курсовая работа [421,3 K], добавлен 29.02.2016

  • Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Расчет зубчатой и цепной передачи редуктора. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора. Подбор подшипников для валов редуктора и шпонок, проверочный расчет шпоночных соединений.

    курсовая работа [255,4 K], добавлен 25.02.2011

  • Кинематический расчет привода. Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений. Расчет зубчатой передачи редуктора, нагрузки валов редуктора. Разработка чертежа общего вида редуктора. Проверочный расчет подшипников и шпонок.

    курсовая работа [385,8 K], добавлен 26.09.2014

  • Кинематический и силовой расчеты привода ленточного транспортера, подбор электродвигателя, расчет зубчатой передачи. Определение параметров валов редуктора, расчет подшипников. Описание принятой системы смазки, выбор марки масла, процесс сборки редуктора.

    контрольная работа [981,3 K], добавлен 12.01.2011

  • Описание работы привода и его назначение. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Расчет передач привода. Проектный расчет параметров валов редуктора. Подбор подшипников качения, шпонок, муфты, смазки. Сборка и регулировка редуктора.

    курсовая работа [1,3 M], добавлен 14.10.2011

  • Кинематический расчет передачи и выбор электродвигателя. Расчет цилиндрической передачи. Ориентировочный расчет валов. Расчет основных размеров корпуса редуктора. Подбор подшипников и муфт. Выбор смазочного материала для зубчатой передачи и подшипников.

    курсовая работа [4,5 M], добавлен 08.02.2010

  • Кинематический и силовой расчет привода. Подбор электродвигателя. Расчет зубчатой передачи. Определение усилий, действующих в зубчатом зацеплении. Выбор материала валов, расчет подшипников. Проверочный расчет шпонок. Выбор смазки деталей редуктора.

    курсовая работа [144,0 K], добавлен 23.12.2015

  • Подбор электродвигателя, определение требуемой мощности. Расчет редуктора, выбор материалов для колес и шестерен. Расчет клиноременной передачи. Эскизная компоновка редуктора. Выбор и проверка шпонок. Проверочные расчеты валов, подшипников качения.

    курсовая работа [4,2 M], добавлен 16.03.2015

  • Расчет привода, первой косозубой передачи и подшипников. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни, колеса, корпуса редуктора. Ориентировочный и уточненный расчет валов. Выбор муфты и расчет смазки. Выбор режима работы.

    курсовая работа [435,4 K], добавлен 27.02.2009

  • Выбор электродвигателя и силовой расчет привода. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Уточненный расчет валов на статическую прочность. Определение размеров корпуса редуктора. Выбор смазки зубчатого зацепления. Проверочный расчет шпонок.

    курсовая работа [2,2 M], добавлен 12.12.2009

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.