Привод цепного конвейера
Проектирование привода цепного контейнера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Червячный редуктор, зубчатая передача, валы и корпус редуктора. Основные этапы компоновки и сборки редуктора, посадки его основных деталей. Выбор сорта масла.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 29.11.2011 |
| Размер файла | 830,6 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
- Задание на курсовое проектирование
- 1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет
- 2. Расчет червячного редуктора
- 3. Расчет зубчатой передачи
- 4. Предварительный расчет валов редуктора
- 5. Конструктивные размеры корпуса редуктора
- 6. Первый этап компоновки редуктора
- 7. Проверка долговечности подшипников
- 8. Уточненный расчет валов
- 9. Проверка прочности шпоночных соединений
- 10. Подбор муфты
- 11. Посадки основных деталей редуктора
- 12. Выбор сорта масла
- 13. Сборка редуктора
- Литература
Задание на курсовое проектирование
Спроектировать привод цепного конвейера
Рисунок 1 - Задание
Исходные данные:
Вариант - 2;
Окружная сила на звездочке Ft, кН - 6;
Скорость движения цепи V, м/с - 0,8;
Диаметр звездочки Д, м - 0,35;
Материал шестерни - сталь 40, улучшение;
Материал колеса - СЧ20;
Срок службы, лет - 7;
Ксут=0,25;
Кгод=0,4.
1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет
1.1 Определение мощности на валу звездочки цепного конвейера
.
1.2 Определение общего КПД.
Общий КПД привода вычисляется как произведение КПД отдельных передач, учитывающих потери во всех элементах кинематической цепи привода:
Из таблицы 1.1 [1, с.5]:
КПД зубчатой передачи , принимаем значение 0,98;
КПД пары подшипников качения , принимаем 0,99;
КПД червячной передачи:
при ;
при ;
при
Заранее задаемся , значит .
Таким образом, общий КПД привода равен:
.
1.3 Определение расчетной мощности на валу электродвигателя.
привод цепной конвейер редуктор
Расчетная мощность , кВт, на валу двигателя определяется по мощности на валу исполнительного механизма с учетом потерь в приводе:
Выбор электродвигателя.
С таблицы П.1 [1, с.390] по требуемой мощности Ртр=5,7кВт, выбираем электродвигатель мощностью 7,5 кВт, с синхронной частотой вращения n0=1500 об/мин и скольжением s=3% (ГОСТ 19523-81): 4А 132S4 У3.
1.4 Определяем частоту вращения вала электродвигателя с учетом скольжения:
Угловая скорость звездочки
.
Номинальная частота вращения
.
1.5 Определение общего передаточного числа и распределение этого передаточного числа отдельных передач.
Угловая скорость
.
Общее передаточное число привода:
,
По ГОСТ 2144-76 [1, с.54], выбираем стандартное значение для , при z1=4, тогда
.
1.6 Определение мощностей, вращающих моментов и частот вращения валов привода.
1 вал: .
2 вал: ;
;;
.
3 вал: ; ;
;
.
Результаты расчета привожу в таблице
|
Вал |
ni об/мин |
wi рад/с |
Pi кВт |
Ti Н*мм |
|
|
1 |
1455 |
152,29 |
7,5 |
37*103 |
|
|
2 |
116,4 |
12,18 |
6,675 |
462,5*103 |
|
|
3 |
44 |
4,57 |
6,542 |
1230,25*103 |
2. Расчет червячного редуктора
2.1 Определение допускаемых контактных напряжений [уН].
По условию материал колеса СЧ20. По таблице 4.8 [1, с.66] определяем допускаемое напряжение при твердости червяка:
.
Расчетное значение допускаемого контактного напряжения находим по формуле [1, с.66]:
,
где - коэффициент долговечности, значение которого при вычислении определяют по формуле 4.30 [1, с.67]:
,
-суммарное число циклов перемен напряжений, вычисляется по формуле:
,
где n - частота вращения червячного колеса, ;
-срок службы передачи, из условия .
.
Таким образом, коэффициент долговечности равен:
;
Определяем допускаемое контактное напряжение:
.
2.2 Определение межосевого расстояния.
Межосевое расстояние находим по формуле 4.19 [1, с.61]:
,
где z2 - число зубьев червячного колеса;
;
Уточняем по ГОСТ 2144-76 [1, с.54] передаточное число червячного колеса .
q - коэффициент диаметра червяка, задаемся ;
- допускаемое контактное напряжение;
- расчетный момент на валу червячного колеса, ;
К - коэффициент нагрузки, предварительно принимаем К=1,2.
.
Округляем до ближайшего значения по ГОСТ 2185-66 [1, с.36]:
1-й ряд: 160, 200
2-й ряд: 180, 224
принимаем
Находим модуль зацепления по формуле 4.20 [1, с.61]:
.
Округляем значение модуля до ближайшего стандартного по таблице 2 [1, с.56]:
2.3 Основные параметры червячной передачи.
Основные размеры червяка:
делительный диаметр червяка: ;
диаметр вершин витков червяка:
;
диаметр впадин витков червяка:
;
длинна нарезной части червяка при и при , должна быть увеличена на 25 мм [1, с.57]:
.
делительный угол подъема витка г по табл.4.3 [1, с.57]: при и угол . Основные размеры венца червячного колеса: делительный диаметр червячного колеса:
;
диаметр вершин зубьев червячного колеса:
;
диаметр впадин зубьев червячного колеса:
;
наибольший диаметр червячного колеса:
;
ширина венца червячного колеса [1, с.58]: при :
.
Окружная скорость червяка:
.
Скорость скольжения:
.
По таблице 4.4 [1, с.59] при , приведенный угол трения .
Уточняем КПД редуктора.
КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивание масла:
По таблице 4.7 [1, с.65] выбираем 7-ую степень точности и находим значение коэффициента динамичности
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки найдем по формуле 4.26 [1, с.64]:
,
где и - коэффициент деформации червяка, по таблице 4.6 [1, с.64]: при и , ;
х - вспомогательный коэффициент, зависящий от характера изменения нагрузки, при незначительных колебаниях нагрузки [1, с.65].
Таким образом,
Коэффициент нагрузки:
.
2.4 Сравнение и .
Проверяем контактное напряжение по формуле 4.23 [1, с.62]:
.
.
2.5 Проверка зубьев червячного колеса на изгибное напряжение .
Эквивалентное число зубьев
Коэффициент формы зуба принимаем по таблице 4.5 [1, с.63]: .
Напряжение изгиба по формуле 4.24 [1, с.63]:
.
Основное допускаемое напряжение для реверсной работы по таблице 4.8 [1, с.66]:
.
Расчетное допускаемое напряжение:
,
где -коэффициент долговечности, значение которого определяется по формуле 4.28 [1, с.67]:
;
Коэффициент долговечности изменяется в пределах [1, с.67], значит принимаем .
Учитывая это, допускаемое напряжение равно:
.
Прочность обеспечена
.
3. Расчет зубчатой передачи
3.1 Выбор материала.
Материал шестерни сталь 40, термообработка улучшение, твердость 180НВ, ,.
Материал колеса СЧ20, без термообработки, твердость 170НВ,,.
3.2 Расчет допускаемых контактных напряжений.
,
где:
уHlim b - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
КНL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают КHL = 1; коэффициент безопасности .
Для прямозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение выбирается по минимальному значению:
для шестерни
для колеса ;
Тогда расчетное контактное напряжение: .
Коэффициент КHв, не смотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепного конвейера действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведущего вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно, как в случае несимметричного расположения колес, значение КHв = 1,25.
Принимаем для прямозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию.
3.3 Расчет межосевого расстояния из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев.
,
для прямозубых колес Ка=49,5, а передаточное число рассчитываемой передачи .
Ближайшее значение межосевого расстояния принимаем по
ГОСТ 2185 - 66* аw = 400 мм.
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации: mn = (0,01 ч 0,02) аw = (0,01 ч 0,02) 400 = 4 ч 8 мм; принимаем по ГОСТ 9563 - 60* mn = 6 мм.
3.3 Расчет чисел зубьев шестерни и колеса.
Угол наклона зубьев в = 0є.
.
Принимаем z1 = 36; тогда z2 = z1 · uз. п. = 36 · 2,66 = 96.
3.4 Определение основных размеров шестерни и колеса.
Диаметры делительные:
; .
Проверка:
.
Принимаем аw =396мм.
Диаметры вершин зубьев:
; .
Диаметры впадин зубьев:
, .
Ширина:
а) колеса
;
б) шестерни
.
3.5 Определение коэффициента ширины шестерни по диаметру.
.
3.6 Определение окружной скорости колес и степени точности передачи.
.
При такой скорости для прямозубых колес следует принять 8-ю степень точности по ГОСТ 1643 - 81.
3.7 Определение коэффициента нагрузки.
Значение KHв при шbd = 0,48, твердости НВ ? 350 и несимметричном колес относительно колес опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепного конвейера KHв = 1,06.
КHб = 1, для прямозубых колес при х ? 5 м/с имеем КHх = 1,05. Таким образом, КН = 1,06 · 1· 1,05 =1,113
3.8 Проверка контактных напряжений.
.
3.9 Определение сил, действующих в зацеплении.
Окружная:
.
Радиальная:
.
Осевая: .
3.10 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.
.
Здесь коэффициент нагрузки КF = КFв · КFх. При шbd = 0,48, твердости НВ ? 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор КFв = 1,12; КFх = 1,25. Таким образом коэффициент КF = 1,12 · 1,25 = 1,4; YF - коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zх: у шестерни
;
у колеса
.
Тогда YF1 = 3,7; YF2 = 3,6.
Расчет допускаемого напряжения.
.
- коэффициент безопасности, где , (для поковок и штамповок). Следовательно
Допускаемые напряжения:
а) для шестерни
;
б) для колеса .
Находим отношения :
а) для шестерни ;
б) для колеса .
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
Определяем коэффициенты Yв и KFб:
;
.
Для средних значений коэффициента торцевого перекрытия и 8-й степени точности n=8.
3.11 Поверка прочности зуба колеса.
;
.
Условие прочности выполнено.
4. Предварительный расчет валов редуктора
Крутящие моменты в поперечных сечениях: ведущего (червяка): Т1=37•103 Нмм; ведомого (вал червячного колеса): Т2=462,5•103 Нмм.
Диаметр выходного конца ведущего вала по расчету на кручение при [k] =25 МПа.
.
Принимаем 38 мм.
Диаметры подшипниковых шеек
dп1=dв1+2t, где t=2,2мм.
dп1=38+22,2=42,4 мм.
Принимаем dп1=40 мм.
Параметры нарезанной части:
d1=78,75 (мм) - делительный диаметр червяка;
da1=91,35 (мм) - диаметр вершин витков червяка;
df1=63,63 (мм) - диаметр впадин витков червяка;
Длина нарезной части червяка b1=132,1 мм.
Для выхода режущего инструмента при нарезке витков рекомендуется участки вала, прилегающие к нарезке, протачивать до диаметра меньше df1.
Расстояние между опорами червяка примем l1daM2=334мм.
Расстояние от середины выходного конца до ближайшей опоры f1=90 мм.
Ведомый вал.
Диаметр выходного конца
.
Принимаем 50 мм.
Диаметры подшипниковых шеек dп2=50+5=55 мм, диаметр вала в месте посадки червячного колеса dк2=55+5=60 мм.
Диаметр ступицы червячного колеса
.
Принимаем .
Длина ступицы червячного колеса
.
Принимаем .
Вал звездочки.
Диаметр выходного конца
.
Принимаем 65 мм.
Диаметры подшипниковых шеек dп3=65+5=70 мм, диаметр вала в месте посадки звездочки dк3=70+5=75 мм.
5. Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки:
д = 0,04а + 2 = 0,04 · 200 + 2 = 10 мм,
принимаем б = 10мм;
д1 = 0,032а + 2 = 0,032 · 200 + 2 = 8,4 мм,
принимаем д1 = 10мм. Толщина фланцев поясов корпуса и крышки: верхнего пояса корпуса и корпуса крышки
b=b1 = 1,5д = 1,5 · 10= 15 мм,
нижнего пояса корпуса р1 = 1,5б = 1,5 · 10= 15 мм,
принимаем р1 = 15 мм.
Р2= (2,25ч2,75) д== (2,25ч2,75) 10=22,5ч27,5 мм
принимаем р2=25 мм.
Диаметры болтов:
фундаментальных:
d1 = (0,03 ч 0,036) а + 12 = (0,03 ч 0,036) 200 + 12 = 18ч19,2мм
принимаем болты с резьбой М 20
крепящих крышку к корпусу у подшипников
d2 = (0,7 - 0,75) d1 = (0,7 ч 0,75) · 20 = 14ч15 мм;
принимаем болты со стандартной резьбой М 14.
соединяющих крышку с корпусом
d3 = (0,5 - 0,6) d1 = (0,5 - 0,6) · 20 = 10 - 12 мм;
принимаем болты с резьбой М 12.
6. Первый этап компоновки редуктора
Рисунок 6.1 - Первый этап компоновки редуктора
Данный этап выполняется для того, чтобы можно было снимать и корректировать размеры при дальнейшем расчете.
7. Проверка долговечности подшипников
Окружная сила на червячном колесе, равная осевой силе на червяке,
Ft2=Fa1=2T2/d2=2462500/315=2936,5 (Н).
Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе,
Ft1=Fa2=2T1/d1=237000/78,75=939,7 (H).
Радиальные силы на колесе и червяке
Fr1=Fr2=Ft2tg20=2936,50,36=1068,8 (Н).
Расстояние между опорами laM2=334 мм
Рисунок 7.1 - Силы, действующие в зацеплении
Входной вал
XZ:
Rx1=Rx2=Ft1/2=939,7/2=469,9H
YZ:
Ry1Чl1-Fr1Ч (l1/2) +Fa1Ч (d1/2) =0
Ry1= ( (Fr1Чl1/2) - (Fa1Чd1/2)) /l1= ( (1068,8Ч334/2) - (2936,5Ч78,75/2))
/334=188,2H
Ry2Чl1+Fr1Ч (l1/2) +Fa1Ч (d1/2) =0
Ry2= ( (Fr1Чl1/2) + (Fa1Чd1/2)) /l1= ( (1068,8Ч334/2) + (2936,5Ч
Ч78,75/2)) /334=880,6 H
Проверка:
Ry1+Ry2-Fr1=188,2+880,6-1068,8=0
Суммарные реакции:
P1===506,2 H
P2===998,1 H
MX:
Mx1=0
Mx2=-l1ЧRy2=-167Ч880,6=-147060,2 HЧмм
Mx3=-l1ЧRy2+Fa1Чd1/2=-167Ч880,6+2936,5Ч78,75/2=-31435,5 НЧмм
Mx4=0
MY:
My1=0
My2=My3=Rx1Чl1=469,9Ч167=78473,3 НЧмм
My4=0
T:
T=T2=Ft1Чd1/2=939,7Ч78,75/2=37000 HЧмм
Рисунок 7.2 - Расчетная схема вала червяка
Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников:
S1=ePr1=506,20,68=344,2 (H); S2=ePr2=998,10,68=678,7 (H),
где для подшипников шариковых радиально-упорных коэффициент осевого нагружения e=0,68.
В нашем случае
S1S2; Pa1=FaS2-S1;
тогда Pa1=S1=344,2 (H); Pa2=S1+Fa1=344,2+2936,5=3280,7 (H).
Рассмотрим первый подшипник:
Pa1/ Pr1=268,4/394,7=0,68 = e; осевую нагрузку не учитываем.
Эквивалентная нагрузка:
Pэ1= Pr1VKбКТ=506,21,3=658,1 (Н),
где по [1, табл.9.19] для приводов цепных конвейеров Кб=1,3. Коэффициенты V=1 и Кт=1.
Долговечность определяем по более нагруженному второму подшипнику.
Рассмотрим второй подшипник.
Отношение Pa2/ Pr2=3280,7/998,1=3,29е, поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учетом осевой.
Определяем эквивалентную нагрузку:
(Н), где и .
Расчетная долговечность, млн. об.:
Расчетная долговечность:
Принимаем подшипник радиально упорный однорядный средней узкой серии 46308 ГОСТ 831-75
Выходной вал:
XZ:
Ft2Ч (l2/2) - Rz4Чl2-Fr5Ч (l2+l3) =0
Rz3Чl2-Ft2Ч (l2/2) - Fr5Чl3=0
Rz4= (Ft2Ч (l2/2) - Fr5Ч (l2+l3)) /l2= (2936,5Ч (120/2) - 1558,8Ч (120+67))
/120=
=-1040H
Rz3= (Ft2Ч (l2/2) +Fr5Чl3) /l2= (2936,5Ч (120/2) +1558,8Ч67) /120=2417,7H
Проверка
Rz3+Rz4+Fr5-Ft2=2417,7-1040+1558,8-2936,5=0
YX:
Ry3Чl2+Fr2Ч (l2/2) - Fa2Ч (d2/2) +Ft5Чl3=0
Ry4Чl2-Fr2Ч (l2/2) - Fa2Ч (d2/2) +Ft5Ч (l2+l3) =0
Ry4= (-Fr2Ч (l2/2) - Fa2Ч (d2/2) +Ft5Ч (l2+l3)) /l2= (-1068,8Ч (120/2) -
939,7Ч (315/2) +4282,4Ч (120+67)) /120=4905,7H
Ry3= (-Fr2Ч (l2/2) +Fa2Ч (d2/2) - Ft5Чl3) /l2= (-1068,8Ч (120/2) +939,7Ч
(315/2) -
4282,4Ч67) /120=-1692,1H
Проверка
Ry3-Fr2-Ry4+Ft5=1692-1068,8-4905,7+4282,4=0
MZ:
Mz1=0
Mz2=-Ry3Чl2/2=1692,1Ч120/2=101526
Mz3=-Ry3Чl2/2+Fa2Чd2/2=1692,1Ч120/2+939,7Ч315/2=249528,8
Mz4=Mz5=Ft5Чl3=4282,4Ч67=286928,8
Mz6=0
MY:
My1=0
My2=My3=Rz3Чl2/2=2417,7Ч120/2=145062
My4=My5=Rz3Чl2-Ft2Ч (l2/2) =2417,7Ч120-2936,5Ч (120/2) =113934
My6=0
T:
T=T2=Ft2Чd2/2=2936,5Ч315/2=462498,8
Рисунок 7.3 - Расчетная схема вала червячного колеса
Суммарные реакции:
P3===2951 H
P4===5014,7 H
Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:
S3=0.83ePr3=0.83•29510,41=1004,2 (H);
S4=0.83ePr4=0.83•5014.70,41=1706,5 (H),
где для подшипников роликовых коэффициент осевого нагружения e=0,41. В нашем случае
S3S4; Pa3=Fa2S4-S3;
тогда Pa3=S3=1004,2 (H); Pa4=S3+Fa2=1004,2+939,7=1943,9 (H).
Рассмотрим третий подшипник:
Pa3/ Pr3=1004,2/2951=0,34 < e; осевую нагрузку не учитываем.
Эквивалентная нагрузка:
Pэ3= Pr3VKбКТ=29511,3=3836,3 (Н),
где по [1 табл.9.19] для приводов цепных конвейеров Кб=1,3. Коэффициенты V=1 и Кт=1. Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику. Рассмотрим четвертый подшипник.
Отношение
Pa4/Pr4=1943,9/5014,7=0,39<е, осевую нагрузку не учитываем.
Определяем эквивалентную нагрузку:
Pэ4= Pr4VKбКТ=5014,71,3=6519,1 (Н),
где по [1, табл.9.19] для приводов цепных конвейеров Кб=1,3. Коэффициенты V=1 и Кт=1. Расчетная долговечность, млн. об.:
Расчетная долговечность:
Принимаем роликоподшипник конический однорядный 7211 ГОСТ 333-79 легкой серии.
Расчет вала привода
ZX:
Fr5Чl4+FtзвЧ (l5/2) - Rz6Чl5=0
Fr5Ч (l4+l5) +Rz5Чl5-FtзвЧ (l5/2) =0
Rz5= (Fr5Ч (l4+l5) +FtзвЧ (l5/2)) /l5= (1558,8Ч (65+100) +6000Ч (100/2))
/100=5572,02Н
Rz6= (-Fr5Чl4+FtзвЧ (l5/2)) /l5= (-1558.8Ч65+6000Ч (100/2)) /100=1986,78H
Проверка
Fr5+Rz5-Ftзв+Rz6=-1558,8+5572,02-6000+1986,78=0
YX:
Ft5Чl4-Ry6Чl5=0
Ft5Ч (l4+l5) +Ry5Чl5=0
Ry5= (-Ft5Ч (l4+l5)) /l5= (-4282,4Ч (65+100)) /100=-7065,96H
Ry6= (Ft5Чl4) /l5= (4282,4Ч65) /100=2783,5Н
Проверка
Ft5+Ry5+Ry6=4282,4-7065,9+2783,6=0
My:
My1=0
My2=My3=-Fr5Чl4=-1588,8Ч65=-10327,2
My4=My5=-Fr5Ч (l4+l5/2) +Rz5Ч (l5/2) =-1588,8Ч (65+100/2) +
+5572,02Ч (100/2) =95889
My6=0
MZ:
Mz1=0
Mz2=Mz3=Ft5Чl4=4282,4Ч65=2783456
Mz4=Mz5=Ft5Ч (l4+l5/2) +Ry5Ч (l5/2) =4282,4Ч (65+100/2) - 7065,96Ч
Ч (100/2) =139178
Mz6=0
Рисунок 7.4 - Расчетная схема вала звездочки
Суммарные реакции:
P5===8998,62 H
P6===3419,87 H
Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников:
S5=ePr5=8998,620,68=6119,1 (H); S6=ePr6=3419,870,68=2325,51 (H),
где для подшипников шариковых радиально-упорных коэффициент осевого нагружения e=0,68. В нашем случае S5>S6; тогда
Pa5=S5=6119,1 (H); Pa6=S6+Fa6=2325,51+0=2325,51 (H).
Рассмотрим пятый подшипник:
Pa5/ Pr5=6119,1/8998,62=0,68=e; осевую нагрузку не учитываем.
Эквивалентная нагрузка:
Pэ5= Pr5VKбКТ=8998,621,3=11698,2 (Н),
где по [1, табл.9.19] для приводов цепных конвейеров Кб=1,3. Коэффициенты V=1 и Кт=1. Долговечность определяем по более нагруженному пятому подшипнику. Расчетная долговечность, млн. об.:
Расчетная долговечность:
Принимаем подшипник радиально упорный однорядный легкой узкой серии 36214 ГОСТ 831-75
Принимаем следующие конструкции валов:
Рисунок 7.5 - Конструкции валов привода
8. Уточненный расчет валов
Входной вал:
Проверим стрелу прогиба червяка (расчет на жесткость).
Приведенный момент инерции поперечного сечения червяка
Стрела прогиба
.
Допускаемый прогиб
.
Таким образом, жесткость обеспечена, так как
По табл.3.3 (Сталь 40Х) среднее значение .
,
Крутящий момент Т=37•103 Н•мм.
Момент сопротивления кручению (d=38 мм, b=10 мм, t=5 мм)
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
.
М=2,5Чl/2=2,5••50/2=12022Н•мм
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
.
По табл.8.5 и 8.8 определяем коэффициенты: ; ; ; ; ; . Определим коэффициенты запаса прочности:
;
.
Общий коэффициент запаса прочности:
; .
Условие выполнено.
Выходной вал
По табл.3.3 (Сталь 40Х) среднее значение .
Крутящий момент Т=462,5•103 Н•мм.
Момент сопротивления кручению (d=50 мм, b=14 мм, t=6 мм)
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
.
М=2,5Чl/2=2,5••80/2=88410Н•мм
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
.
По табл.8.5 и 8.8 определяем коэффициенты: ; ; ; ; ; .
Определим коэффициенты запаса прочности:
;
.
Общий коэффициент запаса прочности:
; .
Условие выполнено.
Вал звездочки
По табл.3.3 (Сталь 40Х) среднее значение .
Крутящий момент Т=1230,25•103 Н•мм.
Момент сопротивления кручению (d=75 мм, b=20 мм, t=7,5 мм)
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
.
М=2,5Чl/2=2,5••70/2=97052Н•мм
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
.
По табл.8.5 и 8.8 определяем коэффициенты: ; ; ; ; ; .
Определим коэффициенты запаса прочности:
; .
Общий коэффициент запаса прочности:
; .
Условие выполнено.
9. Проверка прочности шпоночных соединений
Проведем проверку прочности соединения, передающего вращающий момент от вала электродвигателя к валу червяка.
Диаметр вала . Сечение и длина шпонки , глубина паза . Момент .
Напряжение смятия
.
Проведем проверку прочности соединения, передающего вращающий момент от червячного колеса к валу червячного колеса.
Диаметр вала . Сечение и длина шпонки , глубина паза . Момент .
Напряжение смятия
.
Условия удовлетворены
Проведем проверку прочности соединения, передающего вращающий момент от вала червячного колеса к шестерне.
Диаметр вала . Сечение и длина шпонки , глубина паза . Момент .
Напряжение смятия
.
Условия удовлетворены
Проведем проверку прочности соединения, передающего вращающий момент от зубчатого колеса к валу звездочки.
Диаметр вала . Сечение и длина шпонки , глубина паза . Момент .
Напряжение смятия
.
Условия удовлетворены
Проведем проверку прочности соединения, передающего вращающий момент от вала звездочки к звездочке.
Диаметр вала . Сечение и длина шпонки , глубина паза . Момент .
Напряжение смятия
.
Условия удовлетворены
10. Подбор муфты
Для заданного привода принимаю муфту упругую втулочно пальцевую по ГОСТ 21424-75, так как диаметр заданной муфты отвечает диаметру выходного вала червяка:
Рисунок 10.1 - Эскиз принятой муфты
Поскольку данная муфта была принята из условия монтажа, а диаметр выходного конца вала значительно увеличен, то проверка ее на прочность не требуется (Тмуфти=250Н•м, при nмуфти=3800 об/мин; Т1=37Н•м при n1=1455 об/мин)
11. Посадки основных деталей редуктора
Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в таблице 10.13.
Посадка червячного колеса на вал: Н7/r6.
Посадка муфти: Н7/к6.
Посадка зубчатого колеса на вал: Н7/р6.
Посадка звездочки привода: H7/js6.
Шейки валов под подшипники выполнить с полем допуска вала к6.
Поля допусков отверстий под наружные кольца по Н7.
12. Выбор сорта масла
Устанавливаем вязкость масла согласно таблице 10.9 [1]. Для червячной передачи с контактным напряжением =143,81 МПа, и скоростью скольжения vs=6,23 м/с, согласно таблице 10.10, оптимальным является авиационное масло МС-14 с вязкостью 14•10-6 м2/с.
13. Сборка 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 быстроходный вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100°С;
на тихоходный вал закладывают шпонку и напрессовывают червячное колесо до упора в бурт вала; затем надевают регулировочное кольцо и насаживают роликоподшипники, предварительно нагретые в масле.
В крышку корпуса вставляют прокладку.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора, предварительно надев манжеты, уплотнительные кольца и сквозные крышки подшипников на ведущий и тихоходный валы.
Надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью четырех цилиндрических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
На конец ведущего и ведомого валов в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают и закрепляют шестерню на ведомом волу и муфту на ведущем валу.
Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.
Заливают в корпус масло до установленного уровня, завинчивают болтами крышку с пробкой отдушиной и уплотнительным кольцом.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
Литература
1. Чернавский С.А., Боков К.Н. Курсовое проектирование деталей машин; Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов.2-е изд., перераб. и доп. - М.; Машиностроение, 1987. - 416 с.; ил.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин; Учебное пособие для вузов. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.; Высшая школа, 1985. - 416 с.; ил.
3. Шейнблит А.Е., курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. Издание 2-е, перераб. и дополн. - Калининград: Янтар. сказ, 2002. - 454 с.: ил., черт. - Б. ц.
4. Приводы машин: Атлас конструкций: В 5 ч. Ч.1. Редукторы и мотор-редукторы. Конструкция, параметры и основы конструирования: Учебное пособие/ П.Н. Учаев, А.В. Васильев, Е.Д. Роговой и др.; Под общей редакцией П.Н. Учаева. - К.; Выща школа, 2001. - 455 с.; ил.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Кинематический и энергетический расчет привода цепного конвейера. Расчет редуктора. Проектный расчет валов, расчет на усталостную и статическую прочность. Выбор подшипников качения. Расчет открытой зубчатой передачи. Шпоночные соединения. Выбор муфт.
курсовая работа [146,3 K], добавлен 01.09.2010Проект одноступенчатого горизонтального конического прямозубого редуктора. Выбор электродвигателя привода цепного конвейера. Расчет клиноременной и цепной передач, зубчатых колес, валов; компоновка редуктора, кинематические и силовые характеристики.
курсовая работа [680,5 K], добавлен 23.10.2011Данные для разработки схемы привода цепного конвейера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчёт клиноремённой и червячной передачи. Ориентировочный и приближенный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора. Подбор подшипников качения.
курсовая работа [954,9 K], добавлен 22.03.2015Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода. Предварительный расчёт валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчёт ременной передачи. Подбор подшипников. Компоновка редуктора. Выбор сорта масла, смазки.
курсовая работа [143,8 K], добавлен 27.04.2013Проект привода цепного транспортера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Частота вращения тяговой звездочки и валов. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений. Расчет третьей ступени редуктора, окружная скорость.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 29.07.2010Разработка привода цепного транспортёра, кинематический расчет; выбор электродвигателя. Эскизное проектирование редуктора, приводного вала, упруго-компенсирующей муфты. Расчёт валов, соединений, подбор и конструирование корпусов и крышек подшипников.
курсовая работа [168,8 K], добавлен 15.08.2011Выбор электродвигателя и кинематический расчёт. Данные для проектирования электромеханического привода. Расчет зубчатых колес и валов редуктора. Определение конструктивных размеров шестерни и колеса, корпуса редуктора. Выбор сорта масла для редуктора.
курсовая работа [561,0 K], добавлен 22.07.2011Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Определение параметров закрытой и клиноременной передач, элементов корпуса. Эскизная компоновка и расчет валов. Вычисление шпоночного соединения и подшипников качения. Выбор муфты и смазки редуктора.
курсовая работа [772,0 K], добавлен 18.03.2014Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчет цепной передачи. Проверка долговечности подшипника, прочности шпоночных соединений. Выбор сорта масла.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 05.12.2012Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода, быстроходной и тихоходной ступени. Ориентировочный расчет валов редуктора, подбор подшипников. Эскизная компоновка редуктора. Расчет клиноременной передачи. Проверка прочности шпоночных соединений.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 05.10.2014
