Проектування приводу стрічкового транспортера з розробкою одноступеневого косозубого редуктора

Кінематичний розрахунок рушія та вибір електродвигуна. Розрахунок зубчастої передачі редуктора. Конструктивні розміри шестерні, колеса та корпуса. Перевірочний розрахунок підшипників та шпонкових з’єднань. Змащування зубчастої пари та підшипників.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык украинский
Дата добавления 29.12.2013
Размер файла 2,0 M

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/

Завдання на проектування

Спроектувати привод стрічкового транспортера з розробкою одноступеневого косозубого редуктора

Вихідні дані

Рисунок 1

1. Електродвигун. 2 Пасова передача. 3 Редуктор. 4 Муфта. 5 Транспортер.

Вихідні параметри

а) Сила на тяжіння стрічки F = кН .

б) Швидкість стрічки v = м/с .

в) Діаметр барабана транспортера D = мм.

Склад і зміст документів проекту:

відповідно до методичних вказівок Курсовий проект. Загальні положення / - Рубіжне: РПК ЛНУ, 2009. - 16 с.

Строк представлення студентом виконаного і підписаного керівником проекту на затвердження голові циклової комісії 15.06.10 р.

1. Кінематичний розрахунок рушія. Вибір електродвигуна

Потужність на барабані транспортера Рб, кВт

Рб = F?; (1)

Загальний коефіцієнт корисної дії привода з,

з = зп ? зз ? зм ? з3пп; (2)

де а) зп - ККД пасової передачі, зп = 0,95 [1., с.41];

б) зз - ККД зубчатої передачі, зз = 0,96 [1., с.40];

в) зм - ККД муфти, зм = 0,98 [1., с.41];

г) зпп - ККД пари підшипників котіння, зпп = 0,99 [1., с.41];

з = 0,95?0,96?0,98?0,993 = 0,867.

Необхідна потужність електродвигуна , кВт

; (3)

Кутова швидкість барабана транспортера б, рад/с

; (4)

Частота обертання барабана транспортера nб, об/хв

; (5)

Оптимальне передаточне відношення привода u;

u' = uп' · uз'; (6)

де а) u'n - оптимальне передаточне відношення пасової передачі, u'n = 3 або 4 [1.,с.43];

б) u'з - оптимальне передаточне число зубчастої передачі, u'з = 4 або 5 [1.,с.43];

Необхідна частота обертання електродвигуна n, об/хв

n'д = u' ·nб; (6)

Вибір електродвигуна

для = кВт і n = об/хв приймаємо електродвигун типу

у якого Р= кВт, n = об/хв [1., табл. К9., с. 384].

Передаточне відношення привода u

; (7)

Передаточні відношення ступенів приводу)

а) передаточне число зубчатої передачі uз, приймаємо из= 2,8;

б) передаточне відношення пасової передачі uп

; (8)

Кутові швидкості валів привода , рад/с .

а) кутова швидкість вала електродвигуна ?

; (9)

б) кутова швидкість швидкохідного вала редуктора 1,

; (10)

в) кутова швидкість тихохідного вала редуктора 2 ,

; (11)

г) кутова швидкість барабана транспортера б ,

б = 2

Обертові моменти на валах привода Т, Н·м:

а) вал електродвигуна Т, Н·м

; (12)

б) швидкохідний вал редуктора Т1, Н·м

Т1 = · uп · зп · зпп; (13)

в) тихохідний вал редуктора Т2, Н·м

Т2 =Т1 ? u3 ? з3 ? зпп; (14)

2. Розрахунок зубчастої передачі редуктора

2.1 Проектний розрахунок

Вибір матеріалу зубчастої передачі:

а) за табл. 3.1 [1., с. 49] приймаємо марку сталі:

для шестерні - 40Х, твердість > 45 HRCэ1; для колеса - 40Х, твердість < 350 НВ2.

Різниця середніх твердостей НВ1 ср - НВ2 ср > 70.

б) за табл. 3.2 [1., с. 50] визначимо механічні характеристики сталі 40Х: для шестерні твердість 45...50 HRCэ1 , термообробка - поліпшення та загартування СВЧ, Dпред = 125мм; для колеса твердість 269...302 НВ2 , термообробка - поліпшення, Sпред = 80мм.

в) середня твердість зубів шестерні і колеса

;

За графіком [1., рис.3.1, с. 48] знаходимо НВ1 ср = 457.

Допустимі контактні напруження для зубів шестерні [у]н1 і [у]н2, МПа.

а) Коефіцієнт довговічності КНL.

- кількість циклів навантаження за весь строк служби:

для колеса

N2=573щ2Lh; (15)

N2 =573·7·25·103=100,3·106;

- для шестерні

N1 = N2 u; (16)

N1 =100,3·106·2,8=280,84·106.

- число циклів зміни напружень Nно , яке відповідає межі витривалості за табл. 3.3 [1., с. 51].

Nно1 = 69,9 ·106;

Nно2 = 22,5 · 106

- так як N1 > Nно1, N2 > Nно2, тоді коефіцієнти довговічності КНL1 = 1, а КНL2 = 1 [1., с. 51].

б) за табл. 3.1 [1., с. 49] визначимо допустиме контактне напруження, яке відповідає числу циклів зміни напружень Nно, МПа

для шестерні

[у]но1 = 14 HRC эср+170; (17)

[у]но1 = 14 · 47,5 + 170 = 835 МПа;

- для колеса

[у]но2 = 18 НВ2ср+ 67; (18)

[у]но2 = 18 · 285,5 + 67 = 580,9 МПа

- так як НВ1ср - НВ2ср = 457 - 285,5 = 171,5 > 70 і НВ2ср = 285,5 < 350 НВ, тоді косозуба передача розраховується на міцність за середнім допустимим контактним напруженням [у]н = 0,45 [у]н1+ [у]н2,

[у]н = 0,45(835+580,9) = 638 МПа (19)

При цьому умова [у]н = 638 МПа< 1,23 [у]н2 = 1,23 · 580,9 = 714,5 МПа виконується.

Допустимі напруження згину для зубів шестерні [у]F1, і колеса [у]F2, МПа.

а) коефіцієнт довговічності КLF,

- кількість циклів навантаження за весь строк служби:

- для шестерні N1 =280,84·106;

- для колеса N2 =100,3·106.

- число циклів зміни напружень, яке відповідає межі витривалості NFO = 4 · 106 [1.,с.52] для обох коліс.

- так як N1 > NFO1 , а N2 > NFO2 , тоді коефіцієнт довговічності КLF1 = КLF2 = 1.

б) за табл.3.1 [1.,с.49] визначимо допустиме напруження згину, яке відповідає числу зміни напружень NFO:

- для шестерні [у]FO1 = 310 МПа;

- для колеса [у]FO2 = 1,03 НВ2ср, (20)

[у]FO2 = 1,03 · 285,5 = 294 МПа

в) допустиме напруження згину [у]F, МПа

для шестерні [у]F1 = КFL · [у]FO1, (21)

[у]F1 = 1 · 310 =310 МПа;

- для колеса [у]F2 = КFL2 · [у]FO2, (22)

[у]F2 = 1 · 294 = 294 МПа

Так як передача реверсивна, тоді [у]F потрібно змінити на 25 %.

[у]F1 = 0,75 · 310 = 236 Мпа;

[у]F2 = 0,75 · 294 = 221 МПа.

Міжосьова відстань ащ, мм

aщ? Ka (u + 1) ; (23)

де а) Ка - допоміжний коефіцієнт, для косозубої передачі Ка = 43 [1.,с.58];

б) Шa = - коефіцієнт ширини вінця колеса, для косозубої передачі

приймаємо Шa = 0, 28… 0, 36;

в) u - передаточне число,

г) Т2 - обертовий момент на тихохідному валу редуктора, Т2 =192,21 Н·м;

д) [у]н - допустиме контактне напруження,

[у]н = 638 МПа;

е) Кнв - коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба, для зубів які ритираються Кнв = 1 [1., с.59]

приймаємо бщ = [1., с. 12].

Модуль зачеплення m, мм

; (24)

де а) Кm - допоміжний коефіцієнт, для косозубий передач Кm = 5,8;

б) - ділильний діаметр колеса,

в) b2 = шa · бщ - ширина колеса,

г) [у]F - допустиме напруження для матеріалу колеса, [у]F = 221 МПа;

Приймаємо стандартне значення m = [1., с. 59].

Кут нахилу зубів в min, град

; (25) = град

Сумарне число зубів шестерні і колеса Z?,

; (26)

Дійсне значення кута нахилу зубів в, град

; (27)

Число зубів шестерні Z1

; (28)

Число зубів колеса Z2

Z2=Z? -Z1; (29)

Фактичне передаточне число uф

; (30)

Відхилення від стандарту складає

; (31)

Умова придатності передачі виконується.

Фактична між осьова відстань aw, мм

; (32)

Основні геометричні параметри:

а) ділильний діаметр d, мм

- для шестерні:

; (33)

- для колеса:

; (34)

б) діаметр виступів зубів da, мм

- для шестерні:

dа1 = d1 + 2m, (35)

- для колеса:

da2 = d2 + 2m, (36)

в) діаметр западин df, мм

- для шестерні:

df1 = d1 - 2,5m, (37)

- для колеса:

df2 = d2 - 2,5m, (38)

г) ширина вінця в, мм

- для колеса:

в2 = Ша · aw, (39)

приймаємо в2 = [1., с. 312] ,

- для шестерні:

в1 = в2 + (2...4) мм, (40)

приймаємо в1 = [1.,с.312].

2.2 Перевірочний розрахунок

Міжосьова відстань aw, мм

; (41)

Придатність заготівок коліс

а) діаметр заготівки шестерні Dзаг, мм

Dзаг = dа1 + 6 мм < Dпр; (42)

Dзаг = < Dпр = 125мм

Умова придатності виконується.

б) ширина заготівки колеса Sзаг, мм

Sзаг = в2 + 4 < Sпред (43)

Sзаг = < Sпр = 80мм

Умова придатності виконується. Контактні напруження ун, МПа

(44)

де а) К = 376 - допоміжний коефіцієнт для косозубих передач;

б) Ft - колова сила в зачепленні, Н

; (45)

в) КНL - коефіцієнт, який враховує розподіл навантаження між зубами, залежить від колової швидкості V, м/с і ступені точності.

; (46)

тоді ступень точності передачі - [1.,с.62].

КНL = [1., рис. 4.2., с. 63]

г) КНV - коефіцієнт динамічного навантаження

ун = < 638 МПа = [у]н

Умова міцності виконується.

Напруження згину зубів шестерні уF1 і колеса уF2, МПа.

; (47)

; (48)

де а) КFL - коефіцієнт, який враховує розподіл навантаження між зубами,

б) КFв - коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба. Для зубів, які притираються КFв = 1 [1.,с.63]

в) КFV - коефіцієнт динамічного навантаження КFV = [1.,табл.4.3.,с.62]

г) YF1 і YF2 - коефіцієнти форми зуба шестерні і колеса. Визначаються в залежності від еквівалентного числа зубів Zv.

, тоді (49)

YF1 = [1., с.64];

, тоді (50)

YF2 = [1., с.64]

д) - коефіцієнт, який враховує нахил зуба.

уF2 = < 220,5 МПа = [у]F2

умова міцності виконується;

уF1 = < 235,5 МПа= [у]F1

Умова міцності виконується.

Рисунок 2 - Геометричні параметри циліндричної зубчастої передачі

3. Проектний розрахунок валів

3.1 Вибір матеріалу

Для швидкохідного вала приймаємо сталь 40х (тому що вал виготовляється разом з шестернею), для якої: уB = 900МПа, уТ = 750МПа, у-1=410МПа [1., с. 50].

Термообробка поліпшення.

Для тихохідного вала приймаємо сталь 45, для якої уB=780МПа, уТ=540МПа, у-1= 335МПа [1., с. 50].

Термообробка поліпшення.

3.2 Допустимі напруження на кручення

а) для швидкохідного вала приймаємо [к]' = 10 МПа [1., с. 107]

б) для тихохідного вала - [к]'' = 20 МПа [1., с. 107].

3.3 Геометричні параметри ділянок валів

Швидкохідний вал.

Рисунок 3 - Ескіз швидкохідного вала

а) діаметр вихідного кінця d'1, мм

; (51)

де Мк = Т1 = Н·м - крутящий момент на валу,

Приймаємо d'1 = мм [1., с. 312].

б) довжина вихідного кінця l11, мм

l'1 = 1,2 · d11; (52)

Приймаємо l'1 = мм [1., с. 312].

в) діаметр вала під підшипником та ущільненням d'2, мм

d'2 = d'1 + 2t; (53)

де t = мм [1., с.109];

Приймаємо d'2 = мм [1.,с 312].

г) довжина ділянки під підшипник та ущільнення l'2, мм

l'2 = 1,5· d'2; (54)

Приймаємо l'2 = мм [1., с. 312].

д) діаметр бурта d'3, мм

d'3 = d'2 + 3,2 r; (55)

де r = мм [1.,с.109];

Приймаємо d'3 = мм [1., с. 312].

Тихохідний вал

Рисунок 4 - Ескіз тихохідного вала

а) діаметр вихідного кінця d2'', мм

; (56)

де Мк = Т2 = Н·м - крутящий момент на тихохідному валу,

Приймаємо d1'' = мм [1., с. 400].

б) довжина вихідного кінця l1'', мм

l1'' = мм [1., с. 400].

в) діаметр вала під підшипником та ущільненням d2'', мм

d2'' = d1ґґ + 2 t; (57)

де t = мм [1.,с.109];

Приймаємо d''2 = мм [1.,с.410].

г) довжина ділянки вала під підшипник та ущільнення l2'', мм

l2'' = 1,5 d2''; (58)

Приймаємо l2'' = мм [1., с. 312].

д) діаметр вала під зубчастим колесом d3'', мм

d3'' = d2'' + 3,2 r; (59)

де r = мм [1.,с.109];

Приймаємо d3'' = мм [1., с. 312].

е) діаметр бурта ds'', мм

ds'' = d3'' + 3f; (60)

де f = мм [1.,с.109];

Приймаємо ds'' = мм [1., с. 312].

4. Конструктивні розміри зубчатого колеса

Метод виготовлення заготівки для колеса - ковка.

Рисунок 5 - Ескіз зубчатого колеса.

Розміри ободу

товщина S, мм

S = 2,2m + 0,05b2, (61)

Приймаємо S = [1., с. 312].

Розміри маточини

зовнішній діаметр dст, мм

dст = 1,55d; (62)

приймаємо dст = [1., с. 312].

товщина дст, мм

дст = , (63)

довжина lст, мм

lст =1,2d, (64)

приймаємо lст = [1., c. 312].

Розміри диску

а) товщина с, мм

с = 0,5(S + дст) ? 0,25b2, (65)

приймаємо с = [1., c. 312].

б) радіус закруглень R, мм

приймаємо R = 6 мм.

Розміри фасок f, мм

а) фаска вінця

f = (0,6 … 0,7)m, (66)

приймаємо f = [1., табл. 10.1., с. 160].

б) фаска ободу

в) фаска маточини

для зовнішнього діаметру fґґ = мм [1., с. 160];

для внутрішнього діаметру fґґґ= мм [1., с. 160].

5. Конструктивні розміри корпусу редуктора

Приймаємо для редуктора литий корпус, прямокутної форми без виступаючих елементів.

Рисунок 6 - Ескіз корпусу редуктора

Товщина стінок корпусу , мм

мм, (67)

Зазори між корпусом та деталями які обертаються х і у, мм

Приймаємо х = [1., с. 115].

у = 4х; (68)

Діаметри болтів та гвинтів (приймаємо за табл. 10.17 [1., с. 219]).

а) Фундаментний болт.

Приймаємо болт М14 (d1 = 14 мм);

б) Гвинти, які скріплюють кришку з корпусом біля підшипників.

Приймаємо гвинти М12 (d2 = 12 мм);

в) Гвинти, які скріплюють кришку редуктора з корпусом.

Приймаємо гвинти М10 (d3 = 10 мм);

г) Гвинти для люка редуктора.

Приймаємо гвинти М6 (d5 = 6 мм).

Фланцеві з'єднання.

Фундаментний фланець

а) ширина в1, мм

в1 > 2,4(d1 + 2) + 1,5 д; (69)

б) товщина h1, мм

h1 =(2,3...2,4) д; (70)

Фланець кришки корпусу.

а) Ширина К3, мм,

приймаємо К3 = 22мм [1., табл. 10.18, с. 219].

б) Товщина h3, мм

h3 = 2,5 д1; (71)

Ширина розточки під врізану кришку f, мм.

а) для швидкохідного вала f ' = мм [1,табл. 10.20, с. 225],

б) для тихохідного вала f '' = мм [1,табл. 10.20, с. 225].

6. Ескізна компоновка редуктора

6.1 Вибір підшипників

Для обох валів редуктора попередньо приймаємо кулькові радіальні підшипники, середньої серії для швидкохідного вала і легкої - для тихохідного. Визначимо параметри підшипників за табл. К27 [1.,с.410].

Таблиця 6.1 - Параметри підшипників

Вал

Позначення

Параметри

d, мм

D, мм

B, мм

Cor , кН

Сr , кН

Швидкохідний

Тихохідний

Рисунок 7 - Ескіз підшипника

6.2 Відстань між точками прикладення сил

Відстань між центрами підшипників

а) на швидкохідному валу lш, мм

lш = lст + 2х + 10 + В', (72)

приймаємо lш = мм.

б) на тихохідному валу lт, мм

lт = lст + 2х + 10 + В'', (73)

приймаємо lт= мм.

Відстань від центру підшипника до консольної сили на шківу пасової передачі lп, мм

, (74)

приймаємо lп = мм.

Відстань від центру підшипника до консольної сили від муфти lм, мм

, (75)

приймаємо lм = мм.

Рисунок 8 - Ескізна компоновка редуктора

7. Перевірочній розрахунок підшипників

7.1 Сили, які діють на вали

Сили в зубчатому зачепленні

а) Колова сила Ft, H

Ft1 = Ft2 = ; (76)

де d2 = мм - ділильний діаметр колеса;

Ft1 = Ft2

б) Радіальна сила Fr, H

Fr1 =Fr2 = Ft2 ; (77)

де = 20? - кут зачеплення;

в - кут нахилу зубів;

Fr1 = Fr2

в) Осьова сила Fa, H

Fa1 = Fa2 = Ft2 · tg в; (78)

Fa1 = Fa2

Консольні сили

а) Сила від пасової передачі на швидкохідному валу

Fn = 80; (79)

б) Сила від муфти тихохідному валу

Fм = CДr · Дr; (80)

де а) Дr, мм - радіальне заміщення,

приймаємо Дr = мм [1., табл. К21];

б) С Дr, Н/мм - радіальна жорсткість,

приймаємо С Дr = Н/мм [1., табл. 10.27].

7.2 Швидкохідний вал

Рисунок 9 - Розрахункова схема швидкохідного вала

Реакції підшипників R, Н

а) вертикальна площина - YZ

?MA = 0; Fr1+ Fa1 - RBY · lш + Fп (lш + lп) = 0, відкіля

RВY=; (81)

де d1 = мм - ділильний діаметр шестерні,

?MB =0; Fп·lп - Fr1 + Fa1 + RAY · lш= 0, відкіля

RAY = ; (82)

?Fiy = RAY - Fr1 + RBY - Fn = 0 (83)

б) Горизонтальна площина

RAX = RВХ = ; (84)

RAX = RBX

в) Сумарні радіальні реакції

RA =; (85)

RB =; (86)

Еквівалентне навантаження на підшипник RE, H

Рисунок 10 - Схема навантаження підшипників швидкохідного вала

а) Відношення

;

де Rа = Fа1 = Н - осьова складова реакції підшипника;

V - коефіцієнт обертання кілець підшипника, при обертанні внутрішнього кільця;

Rr2 = R2 = RB = Н - радіальна складова реакції найбільш навантаженого підшипника;

=

б) Відношення

,

де Cor - статична вантажопідйомність прийнятого підшипника, Н, за табл. 6.1;

Cor= H; тоді за табл. 9.2 [1., с. 131]

г) Так як

е,

тоді за табл. 9.1 [1., с. 129]

R Е = (87)

де Кб =1,2 - коефіцієнт безпеки,

Кт =1 - температурний коефіцієнт [1.,с.135];

Необхідна розрахункова динамічна вантажопідйомність підшипника Сrp, Н

Сrp = RE ; (88)

де а) Lh - потрібна

Так як Сrp < Cr підшипник працездатний;

де Сr = за табл. 6.1.

7.3 Тихохідний вал

Рисунок 11 - Розрахункова схема тихохідного вала

Реакції підшипників R, Н

а) Вертикальна площина

?Mc = 0, Fr2 + Fa2 - RDY · lТ = 0, відкіля

RDY = ; (89)

де d2 = мм - ділильний діаметр зубчатого колеса,

?Mc = 0, - Fr2 + Fa2 - Rcy · lТ = 0, відкіля

Rcy = ; (90)

Перевірка:

?Fiy = 0; - Rcy - Fr2 + RDY =0; (91)

б) Горизонтальна площина

?Mc = 0, - FM · lм - Ft2 + RDX · lТ = 0, відкіля

RDX = ; (92)

?MD = 0, Ft2 - F(lм + lТ) + Rcx · lТ = 0, відкіля

Rcx = ; (93)

Перевірка:

?Fix = 0, FM - Ft2 - Rcx + RDX =0, (94)

в) Підсумкові реакції

Rc = ; (95)

RD = ; (96)

Еквівалентне динамічне навантаження RE, Н

Рисунок 12 - Схема навантаження підшипників тихохідного вала

а) Відношення

;

де Ra = Fa2 = - осьова складова реакції підшипника;

V = 1;

Rr2 = R2 = RD = Н - радіальна складова реакції найбільш навантаженого підшипника,

б) Відношення

,

де Cor - статична вантажопідйомність прийнятого підшипника, Н, за табл. 6.1;

Cor= Н; , тоді

за табл. 9.2 [1., с. 131] е = , Y =

в) Так як

е,

тоді за 9.1 [1., с. 124]

RE = (97)

де Кб = 1,2;

Кт = 1.

Необхідна розрахункова динамічна вантажопідйомність підшипника Сrp, Н

редуктор двигун передача підшипник

Crp = RE ; (98)

де а) 2 - кутова швидкість тихохідного вала, рад/с;

2= рад/с;

б) Lh - потрібна довговічність підшипника, годин

Lh = 25000 годин,

Так як Сrp < Сr, підшипник працездатний;

де Сr= кН за табл. 6.1.

8. Підбір шпонок. Перевірка шпонкових з'єднань

Для обох валів приймаємо призматичні шпонки з закругленими торцями.

Розміри шпонок та шпонкових пазів визначаємо за табл. К42 [1., с. 428]. Шпонкові з'єднання перевіримо на зминання. Приймаємо допустимі напруження на зминання: [у]зм = 120 МПа - для стальної маточини, [у]зм = 60 МПа - для чавунної маточини.

8.1 Швидкохідний вал

Шпонка для з'єднання вала зі шківом пасової передачі

а) вихідні данні: d = d1ґ = мм , lст = l1ґ = мм, T1 = Н·м- обертовий момент на валу.

б) Розміри шпонки і пазів:

b = мм, h = мм, t1 = мм, t2 = мм.

l = lст - (5...10) мм, (99)

приймаємо l = мм.

в) Напруження при зминанні узм, МПа

узм = ; (100)

узм < [у]зм

Умови міцності виконуєтся.

Приймаємо шпонку ГОСТ 233360 - 78.

8.2 Тихохідний вал

Шпонка для з'єднання вала з полумуфтою.

а) Вихідні данні d = d1ґґ = мм, lст = l1ґґ = мм, T2 = Н·м - обертовий момент на валу.

б) Розміри шпонки і пазів

b = мм, h = мм, t1 = мм, t2 = мм.

l = lст - (5...10) мм, (101)

приймаємо l = мм.

в) Напруження при зминанні узм, МПа

узм = (102)

узм [у]зм

Умова міцності виконується.

Приймаємо шпонк ГОСТ 23360 - 78.

Шпонка для з'єднання вала з зубчатим колесом.

а) Вихідні данні: d = d3ґґ = мм, lст = мм, T2 = Н · м.

б) Розміри шпонки і пазів:

b = мм, h = мм, t1 = мм, t2 = мм, l = lст - (5...10) мм, (103)

в) Напруження при зминання узм, МПа

узм = ; (104)

узм < [у]зм

Умови міцності виконується

Приймаємо шпонку ГОСТ 23360 - 78.

9. Перевірочний розрахунок тихохідного вала

Перевіримо міцність вала в перерізі під зубчастим колесом.

Коефіцієнт концентрації напружень за нормальними напруженнями (Ку)D і за дотичними напруженнями (Кф)D.

(Ку)D = + KFу - 1; (105)

(Кф)D = + KFф - 1; (106)

де а) Kу і Kф - ефективні коефіцієнти концентрації напружень,

для уB = 780 МПа; Kу = 2,05; Kф = 1,87 [1., табл. 11.1];

б) Kdу і Kdф - коефіцієнт абсолютних розмірів,

для d = d3 ґґ= мм; Kdу =; Kdф = [1., табл. 11.3];

в) KFу і KFф - коефіцієнт впливу чистоти поверхні;

для обточки з параметром Ra = 0,8 мкм

KFу = KFф = 1, 26 [1., табл. 11.4].

Межа витривалості в перерізі вала за нормальними напруженнями (у-1)D і за дотичними напруженнями (ф -1)D, МПа.

(у -1)D = ; (107)

(ф -1)D = ; (108)

де а) у -1 - межа витривалості сталі, для сталі 45 у -1 = 335 МПа;

б) ф -1 = 0, 58· у -1 = 0, 58 · 335 = 195 МПа.

Амплітуда циклу дотичних напружень фа, МПа

фа = ; (109)

де а) Мк = Т2 = Н·м - крутячий момент в перерізі;

б) Wк нетто - момент опору перерізу вала при крученні, мм3

Wк нетто =; (110)

Амплітуда циклу нормальних напружень уа, МПа

уа = ; (111)

де а) МЗГ - згинаючий момент в перерізі, Н·мм

МЗГ = ; (112)

де Mx - згинаючий момент в горизонтальній площині;

My - згинаючий момент в вертикальній площині;

Mx = RDY ; (113)

My = RDX ; (114)

б) Wнетто - момент опору в перерізі при згині, мм3

Wнетто = ; (115)

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями Sу

Sу = ; (116)

Коефіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями Sф

Sф = ; (117)

Загальний коефіцієнт запасу міцності S

S= ; (118)

S > [S] = 1,6

Умова міцності виконується.

10. Змащування

10.1 Змащування зубчатого зачеплення

Засіб змащування

Приймаємо безперервне змащування рідким мастилом картерним засобом.

Вибір сорту мастила

За табл 10.29 [1., с. 241] для ун = МПа і V = м/с.

Приймаємо мастило ГОСТ 17479.4 - 87.

Кількість мастила Vм , л

Vм = 0,6 · P'д; (119)

Рівень мастила у, мм

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 13 - Схема змащування зубчатого зачеплення.

а) мінімальна глибина занурення зубчатого колеса в мастило hм min, мм

б) максимальна глибина занурення зубчатого колеса в мастило hм max, мм

hм max = 0,1 d2; (120)

в) мінімальний рівень мастила ymin, мм

ymin = y + hм min; (121)

г) максимальний рівень мастила ymax, мм

ymax = y + hм max; (122)

Контроль рівня мастила.

Злив мастила.

В корпусі передбачається отвір з пробкою з метричною різьбою.

10.2 Змащування підшипників

Так як V < 3 м/с, тому приймаємо пластичне мастило типу солідол-жировий ГОСТ 1933-79. Порожнина підшипника закривається з середини мазьозатримуючими кільцями, а зовні кришками. Для ущільнення валів застосовуються гумові манжети. Розміри манжет приймаємо за табл. К20 [1.,с.398]:

а) для швидкохідного вала - манжета ГОСТ 8752 -79;

б) для тихохідного вала - манжета ГОСТ 8752 -79.

Література

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. - М.: Высшая школа, 2007 - 432 с.

2. Перель Л.Я. Подшипники качения: Расчет, проектирование и обслуживание опор: Справочник - М.: Машиностроение, 2008 - 543 с.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Вибір електродвигуна. Кінематичні та силові параметри приводу. Проектування зубчастої передачі. Розрахунок валів редуктора, підшипників. Змащування і ущільнення деталей. Розміри корпуса і передач редуктора. Конструювання зубчастої, кулачкової муфти.

    курсовая работа [2,8 M], добавлен 27.12.2015

  • Проект косозубого циліндричного редуктора. Вибір електродвигуна, кінематика; розрахунок зубчастих коліс, валів, ланцюгової передачі. Конструктивні розміри шестерні, колеса і корпуса. Перевірка довговічності підшипників, шпонкових з’єднань; компонування.

    курсовая работа [208,5 K], добавлен 13.11.2012

  • Вибір системи електродвигуна, кінематичний і силовий розрахунок привода. Конструктивні розміри шестерні, колеса та корпусу редуктора, обчислення ланцюгової передачі. Визначення необхідної потужності електродвигуна, перевірка міцності шпонкових з'єднань.

    курсовая работа [83,7 K], добавлен 24.12.2010

  • Вибір електродвигуна; розрахунок привода, зубчатої передачі, валів редуктора. Конструктивні розміри шестерні, колеса і корпуса редуктора. Перевірка підшипника та шпонкових з'єднань на міцність та довговічність. Посадка шківа і вибір сорту мастила.

    курсовая работа [1,1 M], добавлен 08.10.2014

  • Вибір електродвигуна, кінематичний розрахунок. Розрахунок параметрів зубчастих коліс, валів редуктора. Конструктивні розміри шестерні і колеса. Вибір підшипників кочення. Перевірка шпоночних з'єднань. Вибір та розрахунок муфти. Робоче креслення валу.

    курсовая работа [3,3 M], добавлен 19.02.2013

  • Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок передачі. Розрахунок закритої прямозубої циліндричної передачі. Проектний розрахунок валів редуктора. Конструктивні розміри шестерні і колеса, кришки редуктора. Перевірочний розрахунок веденого вала.

    курсовая работа [1,8 M], добавлен 19.11.2014

  • Вибір електродвигуна, кінематичний та силовий розрахунок приводу до стрічкового конвеєра. Розрахунок механічних та клинопасових передач, зубів на витривалість при згині, валів редуктора, шпонкових з’єднань. Обрання мастила та підшипників для опор валів.

    курсовая работа [611,9 K], добавлен 11.02.2014

  • Конструктивні розміри корпуса редуктора. Розрахунок кінематичних і енергосилових параметрів на валах привода. Перевірка міцності шпонкових з’єднань. Вибір матеріалів для змащування та опис системи змащування зачеплення. Уточнений розрахунок валів.

    курсовая работа [1002,6 K], добавлен 17.04.2015

  • Завдання на проектування привода стрічкового живильника: вибір електродвигуна, розрахунок зубчастих коліс, валів редуктора, ланцюгової передачі і шпонкових з'єднань, конструктивні розміри шестірні, колеса й корпуса, вибір масел, складання редуктора.

    курсовая работа [158,4 K], добавлен 24.12.2010

  • Вибір електродвигуна та визначення основних параметрів приводу. Розрахунок клинопасової та закритої циліндричної зубчатої передачі, веденого вала. Перевірний розрахунок підшипників кочення, шпонкових з’єднань, муфт. Змащування редуктора, вибір мастила.

    контрольная работа [1,1 M], добавлен 02.09.2010

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.