Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное

учреждение высшего образования

«Уральский государственный горный университет»

Кафедра горных машин и комплексов

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине «Детали машин и основы проектирования»

Тема проекта:

Привод элеватора для подачи угольной мелочи

Студенту Меньшикова Анна Владимировна

Руководитель курсового проектирования Иванов И.Ю./

Задание 3

Привод элеватора для подачи угольной мелочи

Рисунок 1 - Схема механического привода шнека-смесителя

Вариант 17. Исходные данные:

Тяговое усилие на лентеF = 11 кН

Диаметр барабана конвейераD = 320 мм

Скорость ленты конвейераv = 0,4 м/с

Синхронная частота вращения вала двигателяn_ДВ = 3000 об/мин

График сменной нагрузкиА

Угол наклона ременной передачиб = 75°

Работа трехсменная, Lc = 3

Срок службы приводаLг = 6 лет.

Содержание

• Введение
• 1. Кинематическая схема приводного устройства. Срок службы привода
• 2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода
• 3. Выбор материалов червячной передачи. Определение допускаемых напряжений
• 4. Расчет червячной передачи редуктора
• 5. Расчет клиноременной передачи
• 6. Нагрузки валов редуктора
• 6.1 Усилия в зацеплении
• 6.2 Предварительный расчет валов и выбор подшипников
• 6.3 Разработка компоновочного чертежа редуктора
• 7. Уточненный расчет валов
• 7.1 Определение реакций в опорах быстроходного вала
• 7.2 Определение реакций в опорах тихоходного вала
• 8. Проверочный расчет подшипников
• 9. Проверочные расчеты
• 9.1 Проверочный расчет шпонок
• 9.2 Проверочный расчет валов
• 9.3 Тепловой расчет редуктора
• 10. Выбор муфты
• 11. Выбор способа смазки и сорта масла
• 12. Допуски и посадки
• 13. Конструктивные размеры редуктора
• 14. Выбор способа смазки и сорта масла
• 15. Допуски и посадки
• Заключение
• Библиографический список

Введение

Механический привод в современном машиностроении является наиболее ответственным механизмом, с помощью которого передается силовой поток с изменением его направления.

Создание машин, отвечающих потребностям народного хозяйства, должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие тактико-технические и эксплуатационные показатели.

Основным требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации экономичность, техническая эстетика. Все эти требования учитываются в процессе проектирования и конструирования.

1. Кинематическая схема приводного устройства. Срок службы привода

Кинематическая схема приводного устроства представлена на рисунуке 2

Рисунок 2 - Схема механического привода.

Привод состоит из электродвигателя, клиноременной передачи, червячного редуктора, упругой втулочно-пальцевой муфты.

Принимаем длительность смены tc = 8. Ресурс привода определяем по формуле [2, стр. 39]:

Lh = 365 • Lг • tc • Lc = 365 • 6 • 8 • 3 = 52560 ч(1)

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса, тогда срок общий ресурс привода Lh = 44676 ч.

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

Определяем требуемую мощность рабочей машины [2, стр. 41]:

P_РМ = F • V (2)

P_РМ = 11 • 0,4 = 4,400 кВт

Определяем общий коэффициент полезного действия привода, равный произведению частных КПД [2, стр. 41]:

(3)

Частные КПД выбираем по таблице 2.2 [2, стр. 42]:

0,8 - КПД закрытой (червячной) передачи;

0,96 - КПД открытой (ременной) передачи;

0,98 - КПД муфты;

- КПД пары подшипников.

Полученные частные КПД подставим в формулу и получим общее КПД привода: подшипник привод редуктор нагрузка

Определяем требуемую мощность двигателя [2, стр. 42]:

Р_ДВ = (4)

Выбираем по табл. К9 [2, стр. 406] электродвигатель 4A180М2 мощностью 30 кВт, частотой вращения n_ДВ = 2943 об/мин. Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины [2, стр. 43]:

(5)

= 23,9 об/мин

Передаточное число привода определяем по формуле [2, стр. 43]:

(6)

Разбиваем передаточное число, оставляя передаточное число редуктора постоянным, изменяя передаточное число ременной передачи:

uр	10	12,5	16	20	25	31,5
uоп	12,31	9,85	7,69	6,16	4,92	3,91

Принимаем u_р = 20 и передаточное число открытой передачи:

(7)

Такой вариант обеспечивает компактность каждой ступени и соразмерность ее элементов. Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала, приняв Дn_РМ = -0,400 об/мин:

[n_РМ] = n_РМ + Дn_РМ = 23,9 + (-0,4) = 23,5 об/мин

отсюда фактическое передаточное число привода:

(8)

Уточненное передаточное число ременной передачи:

Силовые и кинематические параметры привода определяем по формулам из табл. 4.2 [2, стр. 46].

Мощность:

P₁ = P_ТР · з_М · з_П = 6 · 0,98 • 0,99 = 5,8 кВт (9)

P₂ = P₁ · з_ОП · з_П = 5,8 · 0,8 • 0,99 = 4,6 кВт (10)

P₃ = P₂ · з_ЗП · з_П = 4,6 · 0,8 • 0,99 = 3,6 кВт (11)

Частота вращения валов привода, об/мин:

об/мин(12)

об/мин(13)

об/мин(14)

Угловые скорости, рад/с:

щ = (15)

щ₁ = = 307,8 рад/с

щ₂ = = 49,2 рад/с

щ₃ = = 2,5 рад/с

Вращающие моменты на валах привода, Нм:

= = 19 Нм(16)

= = 19 Нм(17)

= = 93 Нм(18)

= = 1463 Нм(19)

Результаты расчета сводим в таблицу 1.

Таблица 1 - Результаты кинематического расчета привода.

Параметр	Вал	Значение
Мощность Р, кВт	Дв	6
	Б	5,8
	Т	4,6
	РМ	3,6
Частота вращения n, об/мин	Дв	2943
	Б	470,1
	Т	23,5
	РМ	23,5
Угловая скорость щ, рад/с	Дв	307,8
	Б	49,2
	Т	2,5
	РМ	2,5
Крутящий момент Т, Нм	Дв	19
	Б	19
	Т	93
	РМ	1463

3. Выбор материалов червячной передачи. Определение допускаемых напряжений

Выбор марки материала зависит от передаваемой мощности и скорости скольжения Vs, определяемой по формуле [2, стр. 54]:

(20)

При передаваемой мощности = 5,8 кВт и скорости скольжения Vs = 0,48 м/с (? 8 м/с) принимаем по таблице 3.5 [2, стр. 54] из III группы материал СЧ18, литье в землю, для которого: 355 Н/ммІ.

Определяем допускаемые напряжения для червячного колеса [2, стр. 55]:

(21)

где - коэффициент долговечности при расчете на изгиб, определяемый по формуле [2, стр. 55]:

(22)

= 183 Н/ммІ

26 Н/ммІ

4. Расчет червячной передачи редуктора

Вычисляем межосевое расстояние ,мм, - главный параметр передачи по формуле [2, стр. 71]:

(23)

Полученное значение межосевого расстояния округляем до стандартного значения = 220 мм [2, табл. 13.15]. Принимаем число витков червяка = 2. Принимаем архимедов тип червяка.

Определяем число зубьев червяка [2, стр. 71]:

(24)

Определяем модуль зацепления [2, стр. 71]:

(25)

Принимаем = 9 мм [2, стр. 72].

Определяем коэффициент диаметра червяка [2, стр. 72]:

(26)



Согласно ГОСТ 19372-74 принимаем = 9 [2, стр. 72].

Вычисляем коэффициент смещения инструмента [2, стр. 72]:

(27)

Фактическое передаточное число и его отклонение от заданного [2, стр. 73]:

(28)

< 4%

Определяем фактическое межосевое расстояние , мм [2, стр. 73]:

(29)

Определяем основные геометрические размеры червяка [2, стр. 73]:

Основные размеры червяка, мм:

Делительный диаметр

мм(30)

Начальный диаметр

(31)

Диаметр вершин витков

(32)

Диаметр впадин витков

(33)

Длина нарезной части червяка

(34)

Делительный угол подъема линии витков

26,56°(35)

Определяем основные геометрические размеры колеса, мм:

Делительный диаметр

(36)

Диаметр вершин зубьев

(37)

Наибольший диаметр вершин

(38)

Диаметр впадин зубьев

(39)

Ширина венца

(40)

Условный угол обхвата

(41)

Уточняем КПД червячной передачи [2, стр. 74]:

(42)

По табл. 4.9 [2, стр. 74] в зависимости от скорости скольжения передачи принимаем угол трения = 3,4є



Рисунок 3 - Геометрические размеры червячной передачи.

Проверяем контактные напряжения зубьев колес , Н/ммІ [2, стр. 74]:

(43)

гдеFt - окружная сила на колесе, определяемая в п.6

- коэффициент нагрузки, зависящий от окружной скорости колеса. При = 1 [2, стр. 74].

Проверяем контактные напряжения зубьев колес , Н/ммІ [2, стр. 74]:

= 188 Н/ммІ

Определяем отклонение действительной нагрузки от заданной [2, стр. 74]:

= 2,7%

Условие прочности выполняется, т.к. действительная нагрузка находится в допустимом интервале (-15 … + 5)% [2, стр. 74].

Определяем напряжение изгиба зубьев колеса , Н/ммІ [2, стр. 74]:

(44)

где - коэффициент формы зуба колеса, принимаемый в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса Z_V2 = 32. Принимаем по табл. 4.10 [2, стр. 74] = 1,77.

Условие прочности выполняется.

Таблица 2 - Результаты расчета червячной передачи.

Проектный отчет
Параметр	червяк	Колесо
Межосевое расстояние aw, мм	220
Модуль зацепления m, мм	9
Ширина зубчатого венца b, мм	127	66
Число зубьев z	2	40
Коэффициент диаметра червяка, q, мм	9
Диаметр делительной окружности d, мм	81	360
Диаметр окружности вершин da, мм	99	376,92
Диаметр окружности впадин df, мм	59,4	337,32
Проверочный расчет
Параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения
Контактные напряжения у, МПа	206,8	188
Напряжения изгиба, уF2, МПа	83,6	17

5. Расчет клиноременной передачи

По номограмме 7.3 [1, стр. 134] принимаем сечение ремня О. Высота ремня То = 6 мм, площадь поперченного сечения А = 47 ммІ.

Определяем диаметр ведущего шкива по формуле 7.25 [1, стр. 137]:

d₁ ? (3…4) ? (3…4) = 80,05…106,74 мм (45)

По табл. 7.7 [1, стр. 131] принимаем d₁ = 80 мм.

Вычисляем диаметр ведомого шкива по формуле 7.3 [1, стр. 137]:

(46)

где е = (0,01…0,02) - коэффициент упругого скольжения.

(47)

По ГОСТ 17383-73 принимаем d₂ = 480 мм.

Определяем фактическое передаточное отношение:

(48)

Определяем процентное отклонение фактического передаточного числа от заданного:

 (49)

Отклонение находится в допустимых пределах.

Определяем минимальное и максимальное межосевое расстояние по формуле 7.26 [1, стр. 137]

(50)

a_max = d₁ + d₂ = 80 + 480 = 560 мм (51)

Определяем длину ремня по формуле 7.7 [1, стр. 137]:

(52)

Полученное значение округляем до стандартного значения = 1600 мм по ГОСТ 1284.3-96 [1, табл. 7.7].

Уточняем межосевое расстояние по формуле 7.7 [1, стр. 137]:

(53)

 = 292 мм

Угол обхвата определяем по формуле 7.27 [1, стр. 137]:

(54)

; sin б = 0,45399

Принимаем коэффициенты:

Номинальная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем Ро = 1,76 кВт [1, табл. 7.8].

Коэффициент длины ремня Cl = 0,93 [1, табл. 7.9].

Коэффициент условий работы Ср = 1,1 [1, табл. 7.10].

Коэффициент угла обхвата Сб = 0,73 [1, стр. 135].

Коэффициент числа ремней Cz = 0,90 [1, стр. 135].

Определяем число ремней по формуле 7.29 [1, стр. 138]:

z = = = 4,6 (55)

Принимаем z = 5

Вычисляем скорость ремня:

(56)

Определяем натяжение ветви ремня по формуле 7.30 [1, стр. 138]:

Fo = = = 116 Н (57)

Силу, действующую на валы, определяем по формуле 7.31 [1, стр. 138]:

Fв = 2 · Fo · z · sin = 2 · 116 · 5 · sin 51 = 1139 Н (58)

Определяем рабочий ресурс ремней по формуле 7.32 [1, стр. 136]:

? [Но] (59)

где[Но] = 2000 ч - ресурс ремня;

Nоц = 4,6·10⁶ - базовое число циклов для ремня сечением О [1, стр. 136];

у_-1 - предел выносливости материала. у_-1 = 7 Н/ммІ.

у_max - максимальное напряжение, определяемое по формуле 7.18 [1, стр. 127]:

(60)

ГдеEи - модуль продольной упругости при изгибе. Eи = 100 Н/ммІ.

с - плотность материала. с = 1100 кг/мі.

< 8 Н/мм²

= 5313 ч > 2000 ч

Ресурс ремней обеспечен.

6. Нагрузки валов редуктора

6.1 Усилия в зацеплении

Определяем силы, действующие в зацеплении [2, стр. 96-100].

Определяем окружную силу на колесе , Н, численно равную осевой силе на червяке :

(61)

Определяем окружную силу на червяке , Н, численно равную осевой силе на колесе :

(62)

Определяем окружную силу в зацеплении:

(63)

Рисунок 4 - Силы в зацеплении.

6.2 Предварительный расчет валов и выбор подшипников

Диаметр ведущего вала редуктора определяем по формуле [2, стр. 108]:

(64)

где[ф] - допускаемое напряжение кручения.

= 36…25 мм

= 90…62 мм

Диаметр выходного конца ведущего вала принимаем d₁ = 36 мм;

Диаметр выходного конца ведомого вала принимаем d₂ = 85 мм;

Остальные размеры назначаем в соответствии с рекомендациями [2, стр. 108] и на основе эскизной компоновки:

Диаметр вала под подшипник принимаем d_п1 = 45 мм;

Диаметр вала под подшипник принимаем d_п2 = 95 мм;

Диаметр вала в опасном сечении под колесом принимаем d_ш2 = 100 мм.

Предварительно принимаем подшипники [2, стр. 414-417].

Таблица 3 - Типоразмеры подшипников качения.

Вал	Номер	d, мм	C, Н	e	Y
Ведущий	7309	45	83000	0,37	1,43
Ведомый	7219	95	168000	0,38	1,66

6.3 Разработка компоновочного чертежа редуктора

Корпус конструируем по рекомендациям §10.5 [2, стр. 210-230]. Определяем длину ступицы и диаметр ступицы для ведомого вала:

(65)

Определяем минимальную толщину стенки:

(66)

Определяем расстояния от внутренней поверхности стенки редуктора до:

· боковой поверхности вращающейся части:

(67)

· боковой поверхности подшипника качения:

(68)

Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев до:

· внутренней поверхности стенки редуктора:

(69)

· до внутренней нижней поверхности стенки корпуса:

(70)

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

(71)

Определяем диаметр болтов для фланцев:

(72)

Принимаем коэффициент k = 33.

Определяем ширину фланцев:

(73)

Толщина фланца боковой крышки:

(74)

Определяем высоту головки болта:

(75)

Определяем толщину фланца втулки:

(76)

Длина цилиндрической части крышки:

(77)

7. Уточненный расчет валов

7.1 Определение реакций в опорах быстроходного вала

Принимаем из эскизной компоновки l1 = 190 мм, l2 = 104 мм. Консольная сила от ременной передачи Fm = 1139 Н.

Вертикальная плоскость

Ошибка! Закладка не определена. Н

Ошибка! Закладка не определена. Н

Проверка:

Горизонтальная плоскость

Н

Н

Проверка:

Суммарные радиальные реакции подшипников:

Н

Н

Строим эпюры моментов.

Вертикальная плоскость

Нм

Нм

Нм

Горизонтальная плоскость

Нм

Нм

Нм

Нм

Крутящий момент Т = 93 Нм.

Рисунок 5 - Расчетная схема ведущего вала.

7.2 Определение реакций в опорах тихоходного вала

Принимаем из эскизной компоновки l₃ = l₄ = 98 мм, l₅ = 178 мм, Ма₂ = 827 Нм.

Усилие от муфты Fm₂ = 436 Н.

Горизонтальная плоскость

3668 Н

4896 Н

Проверка:

-4896 - 3668 + 8128 + 436 = 0

0 = 0

Вертикальная плоскость

Проверка:

- 1475 - 1483 + 2958 = 0

0 = 0

Определяем суммарные реакции:

Строим эпюры моментов:

Горизонтальная плоскость

Вертикальная плоскость:

;

Крутящий момент Т = 1463 Нм



Рисунок 6 - Расчетная схема ведомого вала.

8. Проверочный расчет подшипников

Подшипник пригоден при условии:

(78)

Расчетную динамическую грузоподъемность определяем по формуле:

(79)

гдеRe - эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

m - показатель степени. = 3,33 - для роликовых подшипников;

Эквивалентную динамическую нагрузку определяем согласно формуле [2]:

(80)

гдеХ - коэффициент радиальной нагрузки. Принимаем X = 0,8 для роликоподшипников;

V - коэффициент вращения, принимаем V = 1, т.к. вращается внутреннее кольцо подшипника;

Rr - радиальное усилие в наиболее нагруженной опоре;

Кб - коэффициент безопасности. По таблице 32 в зависимости от характера нагрузки и вида машинного агрегата принимаем Кб = 1,2;

Кt - температурный коэффициент. При t = 100є C, принимаем Кt = 1.

Ведущий вал

Н > 83000 Н

Подшипник поменять 1 раз за период эксплуатации привода.

Ведомый вал

Н < 168000 Н

Подшипники пригодны для эксплуатации в течение всего срока службы привода.

9. Проверочные расчеты

9.1 Проверочный расчет шпонок

Производим расчет шпонок на смятие по формуле [2, стр. 251]:

(81)

где h - высота сечения шпонки, мм;

t₁- глубина паза вала, мм;

l - длина шпонки, мм;

b - ширина шпонки, мм.

[у_см] - допускаемое напряжение на смятие:

[у_см] = 110…190 МПа - при стальной ступице.

[у_см] = 90…100 МПа - при чугунной ступице.

Параметры шпонок принимаем из табл. К42 [2, стр. 427,428]. Результаты расчета приведены в таблице 4.

Таблица 4 - Проверочный расчет шпоночных соединений.

Параметр	Условное обозначение	Место установки
		Муфта	Шкив	Колесо
Передаваемый момент, Нм	Т	1463	93	1463
Диаметр вала, мм	d	85	36	100
Длина шпонки, мм	l	110	45	125
Ширина шпонки, мм	b	22	10	28
Высота сечения шпонки, мм	h	14	8	16
Глубина паза, мм	t1	7	4	8
Напряжение на смятие, МПа	усм	64	42	43

Условие прочности для всех шпоночных соединений выполняется.

9.2 Проверочный расчет валов

Проверка жесткости ведущего вала. Приведённый момент инерции поперечного сечения червяка определяем по формуле [2]:

(82)

стрела прогиба

Допускаемый прогиб

мм

Таким образом, жесткость обеспечена, так как .

Ведомый вал. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза. Материал Сталь 45, термообработка - улучшение, .

Определение запасов прочности вала для опасных сечений по нормальным напряжениям.

(83)

гдеKу = 1,72 - эффективный коэффициент концентрации напряжений [2];

= 0,73 - коэффициент, учитывающий влияние масштабных факторов;

- амплитуда нормальных напряжений.

(84)

где М - изгибающий момент, действующий на вал колеса;

Wи - момент сопротивления сечения изгибу:

(85)

Суммарный изгибающий момент в горизонтальной и вертикальной плоскостях:

(86)

- среднее напряжение от нулевого цикла:

(87)

Проверка вала по касательным напряжениям

(88)

гдеKф = 1,56 - эффективный коэффициент концентрации напряжений [2];

= 0,63 - коэффициент, учитывающий влияние масштабных факторов;

- амплитуда касательных напряжений, численно равная среднему напряжению цикла:

(89)

(90)

8587 ммі

10,8 МПа

Ш = 0,1 - коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на усталостную прочность.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности:

(91)



Условие прочности вала выполняется, .

9.3 Тепловой расчет редуктора

Условие работы редуктора без перегрева [2, стр. 259,260]:

t_М = t_В + (1 - з) · ? [t_М] = 80…95 ^ОC(92)

Принимаем охлаждение редуктора крыльчаткой К_Т = 30 Вт/(мІ · ^ОС). Площадь охлаждения корпуса редуктора:

А = 20 · a_wІ = 20 · 220І · 10^-6 = 1,94 мІ(93)

Температура окружающего воздуха t_В = 20 ^ОC.

t_М = 20 + (1 - 0,8) · = 36 °C < 95°С

10. Выбор муфты

Согласовываем полученный диаметр выходного конца ведущего вала редуктора с посадочным диаметром муфты. При значении крутящего момента T = 1463 Н принимаем МУВП ГОСТ 21424-93 [2, табл. К21] с номинальным вращающим моментом 85 Нм и посадочным диаметром . Радиальную силу, действующую на вал, определяем по формуле [2]:

Fм (94)

Fм

Рисунок 7 - Муфта упругая втулочно-пальцевая.

11. Выбор способа смазки и сорта масла

Смазка зубчатых колес

При скорости скольжения = 0,48 м/с принимаем по табл. 12.29 [2, стр. 241] смазочное масло И-Т-Д-220 ГОСТ 17479.4-87. Это индустриальное масло для тяжело нагруженных узлов с присадками.

Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дмі масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25 · 5,8 = 1,45 дмі

Смазка подшипников

Смазку подшипников ведомого вала осуществляем консталином УТ-1 ГОСТ 7957-73 [2, стр. 241-243]. Закладываемой в подшипниковые камеры примерно 2/3 объема камеры при сборке редуктора. В сквозные крышки подшипников устанавливаем манжетные уплотнения.

Подшипники червяка погружаем в масло до центра тел вращения, находящихся в нижней точке подшипниковой опоры.

12. Допуски и посадки

Для обеспечения взаимозаменяемости деталей сопряжения деталей выполняем со следующими посадками:

· посадка муфты, колеса, шкива на валы - Н7/р6;

· посадка подшипников на вал L0/k6;

· посадка подшипников в корпус H7/l0;

· шейки валов под манжетами - d9;

· крышки подшипников в корпус - H7/d11;

· шпонки P9/n9

· прочие отверстия H7;

· прочие валы h8.

13. Конструктивные размеры редуктора

Толщина стенки корпуса:

д = 1,2 · = 1,2 · = 4 мм

принимаем д = 6 мм;

Толщина стенки крышки редуктора:

д₁ = (0,8…0,9) · д = (0,8…0,9) · 6 = 4,8…5,4 мм

принимаем д₁ = 6мм

Толщина верхнего пояса корпуса редуктора:

S = 1,5 · д = 1,5 · 6 = 9 мм

Толщина пояса крышки редуктора:

S₁ = 1,5 · д₁ = 1,5 · 6 = 9 мм

Толщина нижнего пояса корпуса редуктора:

t = (2…2,5) · д = 15 мм

Толщина ребер жесткости корпуса редуктора:

д_р = (0,9…1,0) · д = 1 · 6 = 6 мм

Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора около подшипников:

dкп = 1,25 · = 1,25 · = 6 мм

принимаем dк.п. = 12мм;

Диаметр фундаментальных болтов:

dф = 1,25 · dкп = 1,25 · 12 = 15 мм

Диаметр болтов, соединяющих крышку и корпус редуктора:

dк = 0,75 · dф = 0,75 · 15 = 11,25 мм

принимаем dк = 10 мм;

Ширина нижнего пояса корпуса редуктора (ширина фланца для крепления редуктора к фундаменту):

К₁ ? 2,1 · dф = 2,1 · 15 = 31,5 мм

округляем до 32мм;

Ширина пояса (ширина фланца) соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников:

К₂ = (2,5…3) · dкп = 3 · 12 = 36 мм

Ширину пояса К₃ принимаем на 5мм меньше К_цц:

К₃ = К₂ - 5 = 36 - 5 = 31 мм

Диаметр отжимных болтов принимаем 10мм;

Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия: dк.с. = 6…10мм; принимаем dк.с. = 10мм;

Диаметр резьбы пробки (для слива масла из корпуса редуктора):

Dпр = (1,6…2,2) · д = (1,6…2,2) · 6 = 9,6…13,2 мм

Диаметр конических штифтов:

D _штифт = (0,7…0,8) · dк = (0,7…0,8) · 10 = 0,8 · 10 = 8 мм

14. Выбор способа смазки и сорта масла

Для червячного редуктора принимаем по табл. 12.29 [2, стр. 241] смазочное масло И-Т-С-320 ТУ 38-101451-78. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дмі масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25 · 5,8 = 1,45 дмі

Выбираем жезловый маслоуказатель. Сливное отверстие закрываем пробкой с метрической резьбой.

Уровень масла: до середины тел качения подшипников вала-червяка.

Смазка подшипников вала-червяка осуществляется маслом И-Т-Д-220 ГОСТ 17479.4-87.

Смазка подшипников вала колеса осуществляем консталином УТ-1 ГОСТ 7957-73. Закладываемой в подшипниковые камеры примерно 2/3 объема камеры при сборке редуктора. В сквозные крышки подшипников устанавливаем манжетные уплотнения.

15. Допуски и посадки

Для обеспечения взаимозаменяемости деталей сопряжения деталей выполняем со следующими посадками:

· посадка муфты, колеса, звездочки на валы - Н7/р6;

· посадка подшипников на вал L0/k6;

· посадка подшипников в корпус H7/l0;

· шейки валов под манжетами - d9;

· крышки подшипников в корпус - H7/d11;

· прочие отверстия H7;

· прочие валы h8.

Заключение

В работе были проведены расчеты для червячного редуктора и клиноременной передачи.

В кинематическом расчете привода мы определяли расчетную мощность, выбирали электродвигатель 4A180М2, определяли крутящие моменты на валах, определяли контактные и изгибные напряжения для червячного колеса.

В проектном расчете закрытой червячной передачи мы определяли осевой модуль червяка q = 9 мм, межосевое расстояние aw = 220 мм, модуль 9 мм и другие геометрические параметры передачи. В проверочном расчете определяли силы в зацеплении, контактную и изгибную прочность зубьев. Так же был проведен тепловой расчет передачи, с помощью которого мы определяли температуру масла в корпусе. Далее проводили расчет червяка на жесткость.

При расчете открытой передачи мы определяли геометрические параметры передачи и ресурс ремня. В ходе расчетов было установлено, что ресурс удовлетворяет требованиям.

Расчет валов состоит из трех этапов: ориентировочный, проверочный, уточненный. По критериям сил в зацеплении выбирали подшипники. Сначала выполняли расчет на статическую прочность в проверочном расчете, а далее на усталостную прочность для наиболее опасного сечения в уточненном расчете, а так же выполнили эскизную компоновку редуктора.

Проводили расчет подшипников качения по динамической грузоподъемности.

Приняли муфту упругую втулочно-пальцевую. В расчете шпоночных соединений рассчитывали шпонку на смятие. Выбирали смазку редуктора и уровень масла в корпусе.

Проведенные расчеты, согласно которым данный редуктор удовлетворяет требованиям ГОСТ, определяют возможность использования данного редуктора на производстве.

Библиографический список

1. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин, Г.М. Ицкович, В.П. Козинцев. - 3-е издание, стереотипное. Перепечатка с издания 1987 г. -М.: ООО ТИД «Альянс», 2008. - 416 с.

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие. Издание 2-е, переработанное и дополненное. - Калининград: Янтарный сказ, 2002. - 454 с.: ил., черт. - Б.ц.

Размещено на Allbest.ru