Размещено на http://www.allbest.ru/

ьттбтьбт

Министерство образования Республики Беларусь

Кафедра прикладной механики

Специализация Т.36.09.06. «Машины и аппараты пищевых производств»

Курсовой проект

по дисциплине

Детали машин и основы конструирования

проект приводА к ленточному конвейеру



Содержание:

Введение

1. Кинематическая схема привода

2. Кинематический расчет привода

3. Расчет передач привода

4. Проверочные расчеты передач

5. Ориентировочный расчет валов

6. Расчет элементов корпуса редуктора

7. Проверочный расчет на выносливость выходного вала редуктора

8. Подбор подшипников на всех валах

9. Расчет подшипников на выходном валу редуктора

10. Подбор стандартных узлов и деталей с необходимыми проверочными расчетами

11. Описание сборки редуктора

12. Смазка редуктора и подшипников

13. Спецификация к сборочным чертежам

Литература



Введение

Краткие сведения о конвейерах. Конвейеры (транспортеры) перемещают сыпучие и кусковые материалы или однородные штучные грузы непрерывным потоком на небольшие расстояния. Их широко используют для механизации погрузочно-разгрузочных операций, для транспортировки изделий в технологических поточных линиях и т.д.

Независимо от типа тяглового органа конвейеры состоят из следующих основных частей (рисунок 0.1):

1 - приводная станция,

2 - тягловый орган с элементами для размещения груза,

3 - рама или ферма конвейера,

4 - поддерживающее устройство,

5 - натяжная станция.

Рисунок 0.1 - Основные части конвейера

У ленточных транспортеров тягловым органом служит гибкая лента (ремень), чаще всего текстильная прорезиненная. Для несущей ветви устанавливают больше поддерживающих роликов, чем для холостой. На холостой ролики всегда одинарные, а на несущей одинарные или тройные (рисунок 0.2). При тройных роликах лента принимает форму желоба, что удобно для транспортировки сыпучих грузов. Одинарные применяют для транспортировки штучных грузов. (с.507)/1/

Рисунок 0.2 Ленточный транспортер



1. Кинематическая схема привода

Рисунок 1.1 - Кинематическая схема привода

1 - электродвигатель привода;

2 - плоскоременная передача,

3 - Редуктор двухступенчатый,

4 - лента

Представленный на рис.1.1. привод ленточного конвейера предназначен для работы согласно графику нагрузки рис 3.1. с ресурсом работы L=8 лет с коэффициентами и суточного использования. Окружное усилие на барабан . Окружная скорость . Диаметр барабана .

Привод состоит из электродвигателя соединенного с ведущим валом в отдельный агрегат плоскоременной передачей и установленный на отдельную фундаментальную сварную раму. Плоскоременная передача привода состоящая из плоского ведущего и выпуклого ведомого шкивов и плоского ремня.

По требования техники безопасности все движущиеся открытые детали и узлы привода закрыты защитными кожухами, которые проектом предусмотрены, но не разрабатывались.

2. Кинематический расчет привода

2.1 Требуемая мощность электродвигателя для привода:

, (4.1)

где - мощность на рабочем органе привода, Вт

, (4.2)

где - окружное усилие на барабане, Вт

- скорость движения ленты, м/с

- общий КПД привода от двигателя до барабана,

, (4.3)

где ₁ - КПД, учитывающий потери в ременной передаче,

₂, ₃, ₄, ₅ - КПД, учитывающий потери в паре подшипников,

_{6, 7} - КПД зубчатой цилиндрической передачи,

₁ = 0,95;

₂ ,₃, ₄, ₅ = 0,99;

₆, ₇= 0,97;

2.2 Приемлемая угловая скорость вращения вала электродвигателя:

(4.4)

где - угловая скорость вращения рабочего органа, рад/с

- оценочное передаточное отношение привода, которое связано с передаточным отношением последовательно соединяемых передач зависимостью:

, (4.5)

Принимаем u₁=3 ,ременная передача,

u₂=4 ,закрытая зубчатая передача, с цилиндрическими колесами (косозубыми)

u₁=3 , закрытая зубчатая передача, с цилиндрическими колесами (прямозубыми)

2.3 Выбор мощности электродвигателя:

(4.6)

где - диаметр барабана, м;

- окружная скорость, м/с.

2.4 Выбор двигателя

По полученным данным выбираем асинхронный трехфазный двигатель серии 4А: А132S6У3, у которого N_ДВ=5,5кВт, d_вых=38мм, синхронная частота вращения ,.

Проверяем соблюдение требование графика нагрузки и характеристики двигателя. По графику нагрузки . По характеристике двигателя А132S6У3 (с.7) /2/

Условие < выполняется.

Асинхронная частота вращения вала электродвигателя с учетом скольжения при номинальной нагрузке (об/мин):

(4.7)

где n- синхронная частота вращения вала электродвигателя, (об/мин)

S - скольжение, при номинальной нагрузке, (с.1) /2/

,

(4.8)

Принимаем u₁=3, ременная передача,

u₂=4, закрытая зубчатая передача, с цилиндрическими колесами (косозубыми)

u₁=3, закрытая зубчатая передача, с цилиндрическими колесами (прямозубыми)

2.5 Угловые скорости и частоты вращения на валах:



2.6 Мощности на валах:

Для всех валов привода:

2.7 Крутящие моменты на валах:

3. Расчет передач привода

3.1 Расчет зубчатых передач

Расчет зубчатых передач, выполняемый по ГОСТ 21354-87, сводится к определения геометрических параметров зубчатых колес. В зависимости от вида зубчатых передач проектировочным расчетом на контактную прочность для закрытых передач и изгибную прочность для открытых передач предварительно определяются основные размеры. Затем полученные размеры подтверждаются или уточняются проверочными расчетами на контактную и изгибную прочность для закрытых передач и изгибную прочность для открытых передач.

3.2 Выбор материала зубчатых колес

По таблице 2.2. (с.6) /2/ принимаем рекомендуемые пару сталей: для шестерни и для колеса.

Принимаем для шестерни быстроходного вала Сталь45 (улучшение) со следующими механическими свойствами:

Предел прочности:

Предел текучести:

Твердость: 190НВ

Принимаем для колеса быстроходного вала Сталь40 (нормализация) со следующими механическими свойствами:

Предел прочности:

Предел текучести:

Твердость: 230НВ

3.3 Контактные напряжения (для шестерни)

Допускаемые контактные напряжения определяются раздельно для шестерни и для колеса по формуле:

(3.1)

где - базовый предел контактной прочности поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов

(с8) /2/



- твердость зубьев,

- коэффициент безопасности,

- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения передачи:

(3.2)

где - можно определить по формуле:

- эквивалентное число циклов перемены напряжений. Для ступенчатой циклограммы нагружения:

Рисунок 3.1 - График нагрузки.

Дано:

Срок службы 8 лет

(3.3)



где T=T₁ - максимальный момент, передаваемый рассчитываемым колесом в течении времени , Нм

T₂ - момент, действующий в течении часов,

С - число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым, С=1,0;

- частота вращения зубчатого колеса, об/мин

- число часов работы передачи за расчетный срок службы, час

(3.4)

где и - коэффициенты использования передачи в году и суток

- срок службы, годы

принимаем (длительно работающая передача)

3.4 Контактные напряжения при кратковременной перегрузке:

где - предельно допускаемое контактное напряжение, Н/мм²

- предел текучести, Н/мм²

3.5 Контактные напряжения (для колеса)

принимаем (длительно работающая передача)

3.6 Допускаемые контактные напряжения:

Условие выполняется:

3.7 Напряжения изгиба: (для шестерни)

, (3.5)

- коэффициент безопасности, заготовка из проката.

(3.6)

- коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственности передачи, для НВ<350

- коэффициент, учитывающий нестабильность получения заготовки колес,

- коэффициент долговечности ,

(3.7)

где - базовое число циклов перемены напряжения стали, (НВ<350)

- эквивалентное число циклов перемены напряжений. Для ступенчатой циклограммы нагружения:

принимаем (длительно работающая передача)

3.8 Напряжения изгиба при кратковременной перегрузке:

(3.8)

где - предел текучести, Н/мм²

3.9 Напряжения изгиба: (для колеса)

,

- коэффициент безопасности

- коэффициент долговечности ,где

принимаем (длительно работающая передача)

3.10 Цилиндрическая передача

Ориентировочное значение диаметра делительной окружности шестерни Z₁

(3.9)

где - вспомогательный коэффициент,

- крутящий момент на валу шестерни, НМм

- передаточное отношение передачи,

- коэффициент ширины колес относительно диаметра

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, при и НВ<350 (с.13)/2/

- расчетное допустимое напряжение,



3.11 Расчетная ширина колес:

. Принимаем

3.12. Нормальный модуль зацепления:

(3.10)

где - коэффициент ширины колес относительно модуля. Для закрытых передач редукторного типа при НВ<350

(c.14)/2/,

Принимаем минимальное значение модуля для силовых передач 1-го ряда значений по ГОСТ 9563-60 .

3.13 Угол наклона зубьев:

(3.11)

где - коэффициент осевого перекрытия, принимается равным целому числу

что не выходит за пределы значения ,

3.14 Числа зубьев колес (шестерни):

(3.12)

где - минимальное число зубьев шестерни при угле наклона , (с.15, таблица 4.4)/2/

Рекомендуемое значение (с.15)/2/

Колеса

3.15 Уточняем делительные диаметры колес:



3.16 Межосевое расстояние передачи:

Принимаем и уточняем угол наклона зубьев:

3.17 Диаметры выступов зубьев:

3.18 Диаметры впадин зубьев:

3.19 Окружная скорость колес:

(3.13)

где - угловая скорость вращения вала шестерни



3.20 Усилия, действующие в зацеплении:

окружное:

радиальное:

(3.14)

где - угол зацепления,

(3.15)

где - угол профиля

, ,

Осевое усилие:



Вторая зубчатая передача:

Расчеты будем вести аналогично, как и при расчете косозубой зубчатой передачи.

3.21 Выбор материала зубчатых колес

По таблице 2.2. (с.6) /2/ принимаем рекомендуемые пару сталей: для шестерни и для колеса.

Принимаем для шестерни быстроходного вала Сталь45 (улучшение) со следующими механическими свойствами:

Предел прочности:

Предел текучести:

Твердость: 190НВ

Принимаем для колеса быстроходного вала Сталь40 (нормализация) со следующими механическими свойствами:

Предел прочности:

Предел текучести:

Твердость: 230НВ

3.22 Контактные напряжения (для шестерни)

принимаем (длительно работающая передача)

3.23 Контактные напряжения при кратковременной перегрузке:

где - предельно допускаемое контактное напряжение, Н/мм²

- предел текучести, Н/мм²

3.24 Контактные напряжения (для колеса)

принимаем (длительно работающая передача)

3.25 Допускаемые контактные напряжения:

Условие выполняется:



3.26 Напряжения изгиба: (для шестерни)

принимаем (длительно работающая передача)

3.27 Напряжения изгиба при кратковременной перегрузке:

3.28 Напряжения изгиба: (для колеса)

,

- коэффициент безопасности

- коэффициент долговечности ,где

3.29 Цилиндрическая передача

Ориентировочное значение диаметра делительной окружности шестерни Z₁

,

При и НВ<350 (с.13)/2/

3.30 Расчетная ширина колес:

.

Принимаем

3.31 Нормальный модуль зацепления:

(c.14)/2/,

Принимаем минимальное значение модуля для силовых передач 1-го ряда значений по ГОСТ 9563-60 .

3.31 Угол наклона зубьев:

так как колесо прямозубое

3.32 Числа зубьев колес (шестерни):

Принимаем

Рекомендуемое значение (с.15)/2/

Колеса

3.37 Уточняем делительные диаметры колес:

3.33 Межосевое расстояние передачи:

3.34 Диаметры выступов зубьев:

3.35 Диаметры впадин зубьев:

3.36 Окружная скорость колес:

3.37 Усилия, действующие в зацеплении:

окружное:

Осевое усилие:

конвейер привод редуктор двигатель

4. Проверочные расчеты передач

Первая зубчатая передача:

4.1 Проверочный расчет по контактным напряжениям (шестерня):

(3.16)

где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацеплений, для косозубых колес

- коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес, для стальных колес

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий сопряженных зубчатых колес, для косозубых колес:

(3.17)

где - коэффициент торцового перекрытия,

- коэффициент нагрузки,

(3.18)

где - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку для приводов, (с.26 таблица 7.1.)/2/

где - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении, при НВ<350 и . При принимаемой 7-ой степени точности изготовления (с.27 таблица 7.2.)/2/

, (см. выше)

где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, при НВ<350 и . При принимаемой 7-ой степени точности изготовления (с.28 таблица 7.3.)/2/

Контактная прочность зуба обеспечивается.

4.2 Проверочный расчет по напряжениям изгиба:

(3.19)

где - коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев ,

- коэффициент, учитывающий наклон зубьев,

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, предварительно принимаем , (с.29)/2/

- коэффициент нагрузки,



(2.20)

(с.26 таблица 7.1.)/2/

(с.27 таблица 7.2.)/2/

, (с.13 таблица 4.3.)/2/

(с.28 таблица 7.3.)/2/

Расчет будем вести по тому из колес, у которого отношение меньше.

Расчет ведем по зубу колеса, как менее прочному

4.3 Предельные (расчетные) напряжения при кратковременной перегрузке:

По графику нагрузки (рисунок 3.1) имеем , по характеристике электродвигателя 4А132S6У6, , принимаем наихудший вариант.

Предельные контактные напряжения:



(3.21)

где - предельные контактные напряжения при перегрузке,

- максимальный момент при перегрузках,

- рабочие контактные напряжения,

- максимально допускаемые контактные напряжения,

Предельные контактные напряжения:

(3.22)

где - предельные контактные напряжения при изгибе,

- максимальный момент при перегрузках,

- максимально допускаемые контактные напряжение при изгибе,

Таким образом, контактная изгибная прочность зубьев, как при номинальной нагрузке, так и при перегрузках обеспечивается.



Вторая зубчатая передача:

4.4 Проверочный расчет по контактным напряжениям (шестерня):

(с.26 таблица 7.1.)/2/

При НВ<350 и . При принимаемой 7-ой степени точности изготовления (с.27 таблица 7.2.)/2/

, (см. выше)

При НВ<350 и . При принимаемой 7-ой степени точности изготовления (с.28 таблица 7.3.)/2/

Контактная прочность зуба обеспечивается.

4.5 Проверочный расчет по напряжениям изгиба:

,

(с.29)/2/



- коэффициент нагрузки,

(с.26 таблица 7.1.)/2/

(с.27 таблица 7.2.)/2/

, (с.13 таблица 4.3.)/2/

(с.28 таблица 7.3.)/2/

Расчет будем вести по тому из колес, у которого отношение меньше.

Расчет ведем по зубу шестерни, как менее прочному

4.6 Предельные (расчетные) напряжения при кратковременной перегрузке:

По графику нагрузки (рисунок 3.1) имеем , по характеристике электродвигателя 4А132S6У6, , принимаем наихудший вариант.

Предельные контактные напряжения:

Предельные контактные напряжения:

Таким образом, контактная изгибная прочность зубьев второй передачи, как при номинальной нагрузке, так и при перегрузках обеспечивается.

5. Ориентировочный расчет валов

Ориентировочный (предварительный) расчет валов проведем из расчета на кручение, по пониженным допускаемым напряжениям, косвенно учитывая тем самым действие на валы изгибающих моментов.

5.1 Допускаемые напряжения для валов из сталей ст.6, ст. 45, ст.40ХН и т.д.

- для быстроходного (ведущего) вала,

- для промежуточного вала,

- для тихоходного вала, (c.5)/4/

5.2 Быстроходный вал

Крутящий момент на валу ,



Диаметр вала в месте посадки ведомого шкива плоскоременной передачи.

(5.1)

где - крутящий момент на валу,

Округляем по ГОСТ 6636-69 до

Диаметр вала под уплотнением:

Диаметр вала под подшипником:

Диаметр вала под шестерней:

5.3 Промежуточный вал

Крутящий момент на валу ,

Диаметр вала в месте посадки ведомого шкива плоскоременной передачи.



Округляем по ГОСТ 6636-69 до

Диаметр вала под подшипником:

5.4 Тихоходный вал

Крутящий момент на валу ,

Диаметр вала в месте посадки ведомого шкива плоскоременной передачи.

Округляем по ГОСТ 6636-69 до

Диаметр вала под уплотнением:

Диаметр вала под подшипником:

Диаметр вала под шестерней:



Длина ступицы зубчатых колес:

где - диаметр вала под ступицей,

,

т.к. , то принимаем длину ступицы равной ширине зубчатого колеса,

6. Расчет элементов корпуса редуктора

При определении основных размеров корпуса и крышки пользуясь указаниями (с.7)/4/. Размеры литейных уклонов и радиусов принимаем по рекомендациям (с.45)/5/

6.1 Толщина стенок корпуса и крышки:

где - большее из межосевых расстояний,

. Принимаем .

Толщина стенки крышки корпуса:

, . Принимаем



6.2 Ребра корпуса:

- толщина у основания , принимаем

- высота , принимаем

- литейный уклон

6.3 Диаметр болтов:

- фундаментных

где - крутящий момент на тихоходном валу,

, принимаем по ГОСТ 7808-70

- стяжных

,

6.4 Расстояние между стяжными болтами:

6.5 Фланцы разъема корпуса:

- толщина



- ширина

6.6 Фундаментные лапы:

- толщина

- ширина

6.7 Расстояние от наружной стенки корпуса до оси болта:

где - диаметр болта (винта),

, принимаем

6.8 Величины зазоров между зубчатыми колесами и внутренними поверхностями стенок корпуса и между торцовыми поверхностями колес смежных ступней:

, принимаем

, принимаем

Учитывая неровности и возможные неточности положения литой стенки, подшипники размещают на удалении от внутренней стенки,

принимаем

6.9 Эскизная компоновка редуктора

Прежде чем начинать эскизную компоновку редуктора, необходимо решить вопрос о смазке подшипников валов. Смазка подшипников валов за счет разбрызгивания смазки возможна при окружной скорости колес так как окружная скорость колес косозубой пары составляет , следует применить раздельную смазку зацепления и подшипников.

Для установки мазеудерживающих колец (шайб) на валы предотвращающей вымывание пластичной смазки из подшипниковых камер, подшипники располагаем на расстоянии от внутренней стенки корпуса.

Эскизную компоновку редуктора выполняют на миллиметровой бумаге в масштабе 1:1, вид горизонтальный по плоскости разъема корпуса и крышки. Вычерчиваем зубчатые колеса, валы, размещаем опоры, очерчиваем контуры фланца корпуса и внутреннюю стенку корпуса. Размещаем прижимные крышки. Размещаем ведущую звездочку в ведомый шкив.

В результате эскизной компоновки для тихоходного вала имеем длину плеч (расстояние) от центра приложения сил (усилий) до точек приложения опорных реакций

7. Проверочный расчет на выносливость выходного вала редуктора

7.1 Схема нагружения вала:

Знак « - » показывает, что реакция направлена в противоположную сторону.



7.2 Эпюра изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

7.3 Опорные реакции в горизонтальной плоскости:

т.к.

Проверка:

проверка выполнена успешно

7.4 Эпюра изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

7.5 Эпюра суммарных изгибающих моментов:



7.6 Эпюра крутящих моментов:

Опасным сечением вала является: 1, в котором действует максимальный крутящий и изгибающий моменты, к тому же сечение ослаблено шпоночной канавкой, которая в тоже время является концентратором напряжений. Определяем коэффициент безопасности в этом сечении:

7.10 Выбор вала

Выбираем материал вала: Ст.35.

Механические свойства стали: (по табл.2.2. /3/)

- предел выносливости при изгибе ,

- предел выносливости при кручении ,

- коэффициент чувствительности при изгибе ,

- коэффициент чувствительности при кручении

7.11 Нормальные напряжения:

Где

для вала , по ГОСТ 8788-68 «Размеры сечений шпонок» принимаем: , (табл.2.29)/1/



7.12 Касательные напряжения от нулевого цикла:

Где

7.13 Эффективные коэффициенты концентраций напряжений

(шпоночная канавка) для стали 35 с (табл. 2.6.) /3/ и

7.14 Масштабные факторы для вала:

(табл. 2.4.) /3/

и

принимаем R_a=1,25 (шероховатость поверхности) => (табл. 2.2.) /3/

7.15 Коэффициент безопасности только по изгибу:

7.16 Коэффициент безопасности только по кручению:

7.17 Общий коэффициент безопасности:

где - нормативный коэффициент безопасности, таким образом, прочность обеспечена.

Рисунок 7.1 - Схема нагружения тихоходного вала.



8. Подбор подшипников на всех валах

В настоящее время наиболее распространены подшипники качения, поэтому, следуя рекомендациям /1/с.217 выбираем радиальные однорядные шарикоподшипники, как наиболее простых в эксплуатации и дешевых.

Радиальные однорядные шарикоподшипники предназначены для восприятия преимущественно радиальных нагрузок, но могут воспринимать и относительно небольшие осевые нагрузки. Допускаются перекосы осей колец до , а при больших перекосах ресурс резко снижается и возможны аварийные разрушения из-за перегрева и разрыва сепаратора. Радиальные однорядные шарикоподшипники могут фиксировать осевое положение вала, однако из-за малой осевой жесткости точность фиксации относительно невелика. Сравнительно невелика жесткость в радиальном направлении.

Таблица 8.1

Радиальные однорядные шарикоподшипники

Условное обозначение подшипника	, мм	, мм	, мм	, мм	, кН	, кН	,об/мин	ГОСТ
36204	30	62	16	1,5	15	10	12500	8338-57
36210	50	90	20	2,0	27	20	8000	8338-57
36214	70	125	24	2,5	48,9	37,4	5000	8338-57

- быстроходный вал,

- промежуточный вал,

- тихоходный вал,

9. Расчет подшипников на выходном валу редуктора

В проектном подборе подшипников п.8 на всех валах были поставлены радиальные однорядные шарикоподшипники. По результатам эскизной компоновки и предварительного расчета вала получено:

- диаметр на месте посадки подшипника,

угловая скорость тихоходного (выходного) вала,

- долговечность,

по выше полученным проверочным расчетам тихоходного вала получаем приближенные значения радиальных нагрузок:

9.1 Отношение осевой нагрузки действующей на опоры и радиальной нагрузки на опоры:

где - наибольшее из радиальных нагрузок на подшипники.

Принимаем радиальный однорядный шарикоподшипник ГОСТ 8338-57 тип 36214, у которого , , угол контакта

9.2 Суммарная реакция на опорах:



9.3 Эквивалентная нагрузка на наиболее нагруженный подшипник:

(9.1)

где - осевая расчетная нагрузка на подшипник, Н

- коэффициенты радиальной и осевой нагрузки,

- коэффициент, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается, (с.25)/4/

- коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки при работе с толчками, , (с.25)/4/

- температурный коэффициент, при работе подшипника в условиях , (с.25)/4/

9.4 Расчетная грузоподъемность подшипника:

(9.2)

где - долговечность подшипника, (млн. оборотов)

- для шариковых подшипников,

(9.3)

где - угловая скорость вращения вала,

- долговечность подшипника,

Условие выполняется, следовательно, к установке принимаем к установке на тихоходный вал радиальный однорядный шарикоподшипник ГОСТ 8338-57 тип 36214, имеющий размеры и допускающий динамическую грузоподъемность (табл.V.1)/1/

10. Подбор стандартных узлов и деталей с необходимыми проверочными расчетами

10.1 Расчет призматических шпонок

По табл.2.29 /1/с59 размеры поперечного сечения шпонки b=20мм, h=12мм (в целях унификации здесь предусмотрены одинаковые шпоночные пазы на шейках d₁=63мм и d_п1=74мм). Размеры сечения шпонок и пазов в валу и канавки в ступице принимаем в зависимости от диаметра вала. Длину шпонок назначаем на 5-10 мм короче ступиц насаживаемого на вал.

Шпоночные соединения проверяем на смятие и срез узких граней шпонок, выступающих из вала по следующим допускаемым напряжениям:

- при стальной ступице,

- при чугунной ступице,

- при стальной ступице,

- при чугунной ступице,

10.2 Условие прочности:

на смятие:

где - диаметр вала,

высота шпонки выступающей из вала:

- высота шпонки,

- глубина шпоночного паза в валу,

- рабочая длина шпонки,

- длина шпонки,

ширина шпонки,

- допускаемое напряжение на смятие,

на срез:

10.3 Быстроходный вал

Диаметр вала ,

крутящий момент .

Шпонка , , (табл.2.29)/1/

Рабочая длина шпонки:

Высота шпонки выступающей из вала:



10.4 Промежуточный вал

Диаметр вала ,

крутящий момент .

Шпонка , , (табл.2.29)/1/

Рабочая длина шпонки:

Высота шпонки выступающей из вала:

10.5 Тихоходный вал

Диаметр вала ,

крутящий момент .

Шпонка , , (табл.2.29)/1/

Рабочая длина шпонки:

Высота шпонки выступающей из вала:

Таким образом, прочность шпоночных соединений на всех валах обеспечивается.



11. Описание сборки редуктора

11.1 Метод сборки

Редуктор собираем по сборочному чертежу и спецификации к нему. Принимаем наиболее прогрессивный метод сборки - поузловой.

На сборку идут детали, соответствующие требованиям рабочих чертежей и нормативно-технической документации и принятые техническим контролем.

11.2 Узел смотровой крышки

В отверстие крышки смотрового люка с наружной стороны выступающая часть отдушины приваривается к крышке сплошным угловым швом ручной электродуговой сваркой ГОСТ 5264-80 или полуавтоматической сваркой в среде углекислого газа ГОСТ 11472-80.

11.3 Узел быстроходного вала

На посадочные цапфы вала с обеих сторон в упор до заплечиков шестерни устанавливаются мазеудерживающие кольца. Подготовленные к установке подшипники - нагретые в масляной ванне до устанавливаются на вал по схеме «в распор».

11.4 Узел ведомого вала

В шпоночный паз вала устанавливается призматическая шпонка и напрессовывается косозубое колесо в упор до бурта. Затем со стороны бурта устанавливается мазеудерживающее кольцо, а со стороны выходного конца распорная втулка и затем мазеудерживающее кольцо.

Аналогично у быстроходного вала устанавливаются шарикоподшипники №36204.

11.5 Узлы валов

В подготовленный к сборке корпус редуктора, (окрашенный изнутри маслостойкой краской красного цвета) в гнезда подшипников устанавливаются собранные узлы валов. Плоскость разъем корпуса и крышки покрываются герметиком и устанавливается крышка корпуса. Устанавливают 2 конических штифта фиксирующих положение крышки. Затягиваются фланцевые и у подшипников узлы.

11.6 Подшипники

В подшипниковые гнезда устанавливаются распорные кольца, камеры, заполняются пластичной смазкой ЦИАТИМ-201. Устанавливаются подшипниковые крышки манжетами и закрепляются прижимными болтами.

11.7 Масло

В резьбовое окно корпуса устанавливается маслоспускная пробка. Устанавливается глазок фонарного маслоиспускателя. Заливается масло.

11.8 Смотровой люк

Смотровой люк закрывают крышкой и прокладке и закрепляют 4 болтами М6x20.36.

11.9 На выходной конец быстроходного вала

устанавливается ведомый шкив на шпонке и фиксируется торцовой шайбой и болтом; тихоходный - ведущая звездочка на шпонке и так же фиксируется креплением.

11.10 Регулировка

Редуктор подвергается регулировке и обкатке согласно требований технических усилий.

12. Смазка редуктора и подшипников

Способ смазки - картерный. Смазка осуществляется окунанием колеса в масло, залитое внутрь корпуса редуктора.

12.1 Глубина погружения зубчатых колес в масло:



12.2 Количество заливаемого масла:

где - мощность на быстроходном валу,

принимаем

12.3 Масло заливается в корпус через смотровое окно в верхней части крышки. Уровень смазки контролируется по маслоуказателю фонарного типа. Слив масла производится через маслоспускное отверстие в нижней части корпуса, которое закрывается резьбовой пробкой с прокладкой.

При окружной скорости колес и рабочих контактных напряжений кинематическая вязкость смазки при , (с.304)/1/. Принимаем масло индустриальное И20А ГОСТ 20799-79 имеющего при ,

12.5 Для смазки шарикоподшипников валов принимаем пластичную смазку ЦИАТИМ-201, которую закладываем в подшипники при сборке.



Литература:

1) Иванов М.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. Учеб. Пособие для машиностроительных вузов. М., «Высшая школа», 1975 - 551с

2) Харкевич В.Г «Методические указания . Курсовой проект по курсу «Детали машин и основы конструирования» для студентов специальностей Т.05.04.00 и Т.05.07.00 МТИ, г.Могилев,1999г

3) Методические указания к курсовому проекту по курсу «Прикладная механика» для студентов технологических специальностей в 4-х частях, ч.2.Могилев., МТИ, 1991 - 36с

4) Кеворкянц В.Я. «Методические указания к курсовому проекту по курсу «Прикладная механика», Могилев, МТИ, 1991 часть II

5) Атлас конструкций

Размещено на Allbest.ru