Расчет приводной станции подвесного конвейера
Кинематический расчет привода. Предварительный и уточненный подбор закрытой косозубой цилиндрической передачи редуктора, валов, подшипников и шпоночных соединений. Конструирование зубчатых колес и корпуса редуктора. Выбор смазки колес и подшипников.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 28.10.2012 |
| Размер файла | 426,8 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
Введение
1. Кинематический расчет привода
2. Расчет закрытой косозубой цилиндрической передачи редуктора
3. Предварительный расчет валов
4. Предварительный подбор подшипников
5. Подбор шпоночных соединений
6. Конструирование зубчатых колес и корпуса редуктора
7. Уточненный расчет валов
8. Уточненный расчет подшипников
9. Выбор смазки зубчатых колес и подшипников
10. Сборка редуктора
Заключение
Список используемой литературы
Введение
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепную или ременную передачу.
Назначение редуктора понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазки зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренчатый масляный насос).
Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: тип передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); число ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и тд.); тип зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и тд.); относительное расположение валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенности кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и тд.)
1. Кинематический расчет привода
В задачу кинематического расчета привода входит определение мощностей на всех валах привода; определение КПД привода и частных КПД; определение угловых скоростей: определение вращающих моментов на всех валах и передаточного числа привода с его разбивкой; подбор по расчетной мощности типового электродвигателя. Исходными данными для расчета являются кинематическая схема привода и заданные мощности, число оборотов на выходе привода, приведенные в проектном задании.
При подборе электродвигателя необходимо чтобы мощность стандартного электродвигателя была равна или больше расчетной мощности.
Расчет ведем исходя из требуемой мощности на выходном валу и требуемого числа оборотов выходного вала. Выбор электродвигателя. Определяем требуемую мощность электродвигателя:
Искомую мощность электродвигателя определяют из выражения:
(1)
где - мощность на ведомом валу привода;
- КПД привода, равный произведению КПД отдельных передач;
(2)
где, - КПД пары подшипников, принимаем = 0,99 по тбл. 1.1 [1];
- КПД муфты, принимаем = 0,98 по тбл. 1.1 [1];
- КПД конической передачи, принимаем = 0,94 по тбл. 1.1 [1];
- КПД зубчатой передачи, принимаем = 0,98 по тбл. 1.1 [1];
Подставляем полученные выражения в формулу (1), получаем:
Определяем рекомендуемые обороты:
, (4)
где - передаточное отношение открытой конической передачи.(Принимаем по тбл. 1.2 [1] =3);
- передаточное отношение быстроходной (цилиндрической) передачи. = 2?4 . (Принимаем по тбл. 1.2 [1] = 4);
- передаточное отношение тихоходной (цилиндрической) передачи. = 2?6 .( Принимаем по тбл. 1.2 [1] =5).
На основании требуемой мощности выбираем электродвигатель по таблице П (1) 2. Серии 12 М4/1432. С номинальной мощностью 5,5 кВт, асинхронной частотой вращения 1432. Определение передаточных чисел.
Разбиваем передаточное отношение по ступеням:
(6)
Принимаем рекомендуемые значения передаточных чисел из таблицы. Принимаем передаточное число открытой конической передачи = 3, тогда
(7)
Найдем передаточное число тихоходной передачи.
(8)
Найдем передаточное число быстроходной передачи.
(9)
Определение силовых параметров на каждом валу
Мощность.
Определяем мощность на каждом валу привода:
(10)
(11)
(12)
(13)
Число оборотов.
Определяем обороты на каждом валу:
(15)
Определяем отклонение от исходных значений
Угловая скорость.
Определяем угловые скорости на каждом валу:
; (16)
Крутящий момент.
Определяем крутящий момент на каждом валу:
(17)
где -угловая скорость соответствующего вала;
Подставляем:
Сводим данные кинематического расчета в таблицу №1.
Таблица 1 - Данные кинематического расчета
|
№ п/п |
, |
, |
, |
, |
||
|
I |
4.4 |
1432 |
149.88 |
29.35 |
||
|
II |
4.2 |
251.22 |
26.29 |
159.75 |
5.7 |
|
|
III |
4.08 |
57 |
5.9 |
691.5 |
4.4 |
|
|
IV |
3,8 |
19 |
1.98 |
1919.19 |
3 |
2. Расчет закрытой косозубой цилиндрической передачи редуктора
Различают два вида зубчатых передач - закрытые и открытые.
Закрытые, заключенные в отдельный корпус (например, редукторного типа) или встроенные в машину. Проектировочный расчет их выполняют на выносливость по контактным напряжениям во избежание усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на выносливость зубьев по напряжениям изгиба для предотвращения усталостного разрушения зубьев; обычно напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых. Однако при выборе слишком большого суммарного числа зубьев колес или применении термохимической обработки поверхностей зубьев до высокой твердости может возникнуть опасность излома зубьев. Для предотвращения этого размеры зубьев следует определять из расчета их на выносливость по напряжениям изгиба.
Выбор материала и определение допускаемых напряжений.
В качестве материала для изготовления зубчатых колес тихоходной цилиндрической передачи принимаем легированную Сталь 40Х. Выбираем термообработку улучшение по тбл. 2.1 [1]
Твердость шестерни: НВ1 = 260; твердость колеса: НВ2 = 240.
Определяем допускаемое напряжение на контактную прочность:
, (18)
где - допускаемое контактное напряжение для расчета на прочность(Принимаем по по тбл. 2.1 [1] );
- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи (Принимаем по ф-ле 3.3 [2] =1,8);
(19)
шестерня:
колесо:
Определяем допускаемое напряжение на изгиб:
(20)
где - коэффициент долговечности.(Принимаем по ф-ле 3.7 = 1)
(21)
шестерня:
колесо:
Определение геометрических параметров передачи.
Таблица 2. Данные для расчета закрытой цилиндрической передачи
Межосевое расстояние и модуль зацепления.
Определяем межосевое расстояние передачи:
, (22)
где - вспомогательный коэффициент(Принимаем=43 - для косозубых передач);
- передаточное отношение тихоходной (цилиндрической) передачи. (Принимаем = 4,4);
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба. (Принимаем по тбл 3.6 [2] = 1);
- вращающий момент на ведомом валу зубчатого колеса, ;
- коэффициент ширины венца зубчатого колеса в зависимости от положения колес относительно опор. (Принимаем = 0,25)
по ГОСТ 6636-80 принимаем aщ = 200 мм.
Определяем модуль зацепления:
(23)
По ГОСТ 9563-60 принимаем
Суммарное число зубьев шестерни и колеса, число зубьев шестерни и число зубьев колеса, фактическое передаточное число.
Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса, число зубьев шестерни и число зубьев колеса:
, (24)
(25)
(26)
Уточняем фактическое передаточное число:
(27)
, (28)
Делительный диаметр колеса и шестерни, уточнение межосевого расстояния.
Определяем делительный диаметр колеса и шестерни:
(29)
Уточняем отклонение межосевого расстояния:
(30)
, (31)
Диаметр вершин и впадин зубьев, ширина венца.
Определяем диаметр вершин зубьев:
(32)
Определяем диаметр впадин:
(33)
Определяем ширину колеса:
(34)
(35)
Определение сил в зацеплении.
В процессе эксплуатации валы передач испытывают деформации внешних сил, масс самих валов и насаженных на них деталей. Однако в типовых передачах, разрабатываемых в курсовых проектах, массы валов и деталей, насаженных на них, сравнительно невелики, поэтому их влиянием обычно пренебрегают, ограничиваясь анализом и учетом внешних сил, возникающих в процессе работы.
Рисунок 1. Схема сил в зацеплении
Определяем окружную силу:
(36)
Определяем радиальную силу:
(37)
Принимаем угол зацепления =20о ,
Проверочный расчет передачи
Расчет передачи по контактным напряжениям.
Проверка передачи по контактным напряжениям:
(38)
где - коэффициент, учитывающий влияние нагрузки. (Принимаем =1,09)
kHб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для косозубых колес. (Принимаем kHб=1,07)
Определяем недогруз передачи:
(39)
Недогруз составил 3,6%, что допустимо.
Определяем скорость:
(40)
Принимаем 9 степень точности V2<5 м/c
Расчет зубьев на изгиб.
- принимаем 4,2; - окружная сила на колесе, [2.3.2];
- ширина колеса,[2.2.11]; принимаем 1;
КFв - принимаем 1,05; - нормальный модуль зацепления, [2.2.2].
где: - контактное напряжение на изгиб;
- принимаем 3,6;
- принимаем 4,2;
Прочность зубьев на изгиб обеспечена
Выбор материала и определение допускаемых напряжений. В качестве материала для изготовления зубчатых колес тихоходной цилиндрической передачи принимаем легированную Сталь 40Х. Выбираем термообработку улучшение. Твердость шестерни: НВ1 = 260; твердость колеса: НВ2 = 240. Определяем допускаемое напряжение на контактную прочность:
, (18)
где - допускаемое контактное напряжение для расчета на прочность(Принимаем по по тбл. 2.1 [1] );
- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи (Принимаем по ф-ле 3.3 [2] =1,8);
(19)
шестерня:
колесо:
Определяем допускаемое напряжение на изгиб:
(20)
где - коэффициент долговечности.(Принимаем по ф-ле 3.7 = 1)
(21)
шестерня:
колесо:
Определение геометрических параметров передачи.
Таблица 2. Данные для расчета закрытой цилиндрической передачи
Межосевое расстояние и модуль зацепления.
Определяем межосевое расстояние передачи:
, (22)
где - вспомогательный коэффициент(Принимаем=43 - для косозубых передач);
- передаточное отношение быстроходной (цилиндрической) передачи. (Принимаем = 5.7);
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба. (Принимаем по тбл 3.6 [2] = 1);
- вращающий момент на ведомом валу зубчатого колеса, ;
- коэффициент ширины венца зубчатого колеса в зависимости от положения колес относительно опор. (Принимаем = 0,25)
по ГОСТ 6636-80 принимаем aщ = 125 мм.
Определяем модуль зацепления:
(23)
По ГОСТ 9563-60 принимаем
Суммарное число зубьев шестерни и колеса, число зубьев шестерни и число зубьев колеса, фактическое передаточное число.
Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса, число зубьев шестерни и число зубьев колеса:
, (24)
(25)
(26)
Уточняем фактическое передаточное число:
(27)
, (28)
Делительный диаметр колеса и шестерни, уточнение межосевого расстояния.
Определяем делительный диаметр колеса и шестерни:
(29)
Уточняем отклонение межосевого расстояния:
(30)
, (31)
Диаметр вершин и впадин зубьев, ширина венца.
Определяем диаметр вершин зубьев:
(32)
Определяем диаметр впадин:
(33)
Определяем ширину колеса:
(34)
(35)
Определение сил в зацеплении
В процессе эксплуатации валы передач испытывают деформации внешних сил, масс самих валов и насаженных на них деталей. Однако в типовых передачах, разрабатываемых в курсовых проектах, массы валов и деталей, насаженных на них, сравнительно невелики, поэтому их влиянием обычно пренебрегают, ограничиваясь анализом и учетом внешних сил, возникающих в процессе работы.
Рисунок 1. Схема сил в зацеплении
Определяем окружную силу:
(36)
Определяем радиальную силу:
(37)
Принимаем угол зацепления =20о ,
привод редуктор вал подшипник
Проверочный расчет передачи
Расчет передачи по контактным напряжениям.
Проверка передачи по контактным напряжениям:
(38)
где - коэффициент, учитывающий влияние нагрузки. (Принимаем =1,09)
kHб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для косозубых колес. (Принимаем kHб=1,07)
Определяем перегруз передачи:
(39)
перегруз составил 0,2%, что допустимо.
Определяем скорость:
(40)
Принимаем 9 степень точности V2<5 м/c
Расчет зубьев на изгиб.
Прочность зубьев на изгиб обеспечена
3. Предварительный расчет валов
Для редуктора общего назначения рекомендуется изготовлять валы одинакового диаметра по всей длине; допуски на отдельных участках вала назначают в соответствии с требуемыми посадками насаживаемых деталей. Однако для облегчения монтажа подшипников, зубчатых колес и других деталей применяют и ступенчатую конструкцию вала.
Расчет ведущего вала редуктора (быстроходного вала):
(100)
Расчет диаметра вала под подшипник
(101)
Расчет диаметра вала под шестерню
(102)
Расчет промежуточного вала:
Расчет диаметра вала под колесо:
(103)
Расчет диаметра вала под подшипник:
(104)
Расчет диаметра упорного буртика:
(105)
Расчет тихоходного вала:
(106)
Рассчитываем диаметр под подшипник:
(107)
Рассчитываем диаметр под колесо:
(108)
Рассчитываем диаметр упорного буртика
(109)
4. Предварительный подбор подшипников
Радиальные однорядные шарикоподшипники воспринимают радиальные и ограниченные осевые нагрузки, действующие в обоих направлениях вдоль оси вала. Подшипники допускают перекосы валов до 10'; по сравнению с подшипниками других типов имеют минимальные потери на трение; фиксируют положение вала относительно корпуса в двух осевых направлениях.
Выбор рационального способа крепления подшипников на валу и в корпусе зависит от типа подшипника, величины и направления действующих нагрузок, частоты вращения, условий монтажа и демонтажа и т.п. В тех случаях, когда на подшипник не действует осевая нагрузка и необходимо предотвратить случайное смещение подшипника, осевое крепление на валу осуществляется только соответствующей посадкой без дополнительных устройств.
В цилиндрических прямозубых передачах нет постоянных усилий, однако они могут возникнуть случайно. В связи с этим рекомендуется одну из опор в узле фиксировать.
Ориентируясь на пункт "Ориентировочный расчет валов" подбираем по диаметру нужные подшипники.. НА быстроходном, промежуточном и тихоходном валах - шариковый однорядные, радиальные. Данные по подшипникам сводим в таблицу №3
Таблица 3 - Данные подбора подшипников
|
№ подшипника |
dп |
D |
B |
C0 (кН) |
C (кН) |
|
|
204 (легкая серия) |
20 |
47 |
14 |
12,7 |
6,2 |
|
|
205 (легкая серия) |
25 |
52 |
15 |
14 |
6,95 |
|
|
209 (легкая серия) |
45 |
85 |
19 |
33,2 |
18,6 |
Рисунок 4. Радиальный шариковый подшипник;
5. Подбор шпоночных соединений
Для соединения вала с деталями, передающими вращение, часто применяют призматические шпонки из стали.
Мы подберем по размерам нужные нам шпонки и проверим их на смятие.
Подбор шпонок производится по ГОСТ 23360-78 в зависимости от диаметра вала и длины ступицы насаживаемой детали на вал.
Из стандартного ряда выбираем длины шпонок так, чтобы она была несколько меньше длины ступицы (примерно 5 - 10 мм). Данные по шпонкам сводим в таблицу №3
Проверяем наши шпонки на смятие.
(110)
полученные значения должны выполнять условие:
.
Таблица 4 - Данные подбора шпонок
|
№ |
d, мм |
Сечение шпонки |
Глубина паза |
Длина lp, мм |
|||
|
b |
h |
вала t1 |
отверстия t2 |
||||
|
1 |
16 |
5 |
5 |
3 |
2,3 |
25 |
|
|
2 |
40 |
12 |
8 |
5 |
3,3 |
120 |
|
|
3 |
34 |
10 |
8 |
5 |
3,3 |
40 |
|
|
4 |
50 |
14 |
9 |
5,5 |
3,8 |
80 |
Рисунок 5. Шпоночное соединение
6. Конструирование зубчатых колес и корпуса редуктора
Конструирование зубчатых колес.
Зубчатые колеса состоят из обода, несущего зубья; ступицы, насаживаемой на вал, и диска, соединяющего обод со ступицей.
Зубчатые цилиндрические стальные колеса малых диаметров выполняют обычно коваными; при диаметрах до 500 мм коваными или штампованными; при больших диаметрах - литыми с диском или со спицами. Штампованные заготовки по форме соответствуют готовым деталям; механическая обработка нерабочих поверхностей не требуется.
Шестерни конструируют в двух исполнениях: отдельно от вала (насадная шестерня) и за одно целое с валом (вал-шестерня).
Вал-шестерню выполняют в тех случаях, когда расстояние от впадин зуба до шпоночного паза оказывается меньше x = 2,5 mt.
Определяем диаметр ступицы колеса:
(111)
(112)
Определяем длину ступицы колеса:
(113)
Определяем толщину диска колеса:
(114)
Определяем толщину обода колеса
Конструирование корпуса редуктора.
Определяем толщину стенки корпуса и крышки редуктора:
(115)
Определяем толщину верхнего фланца крышки редуктора:
(116)
Определяем толщину нижнего пояса корпуса редуктора без бобышек:
(117)
Определяем толщину ребер основания редуктора:
Конструктивно принимаем толщину ребер, равной толщине стенки редуктора.
(118)
Определяем диаметр фундаментальных болтов в основании редуктора:
(119)
Принимаем ближайшее значение стандартного болта:
Определяем диаметр болтов, устанавливаемых около подшипниковых гнезд:
(120)
Принимаем ближайшее значение стандартного болта:
Определяем диаметр болтов, устанавливаемых на фланцах редуктора:
(121)
Принимаем ближайшее значение стандартного болта:
Определяем винты:
Принимаем винты для закрепления крышек подшипников М6,
7. Уточненный расчет валов
Строим расчетную схему сил нагружения.
Определение изгибающего момента.
Для расчета потребуются размеры, замеренные на компоновке. А именно, l1 = 0,04 мм, l2 = 0,05 мм, l3 = 0,062 мм. Также нужны значения сил, рассчитанных в предыдущих пунктах : Ft3 = 4235,7 Н, Fr3= 1573,2 Н, d3=0.0735 м, Fa3 = 758,2 Н, Ft2 = 1497,18 H, Fr2 = 553,8 Н,. Fa2 = 267,99 Н, d2=0.0735 м.
Вертикальная плоскость
(122)
(123)
(124)
Отсюда находим и :
Производим проверку:
.
Реакции в опорах найдены верно.
Для построения эпюр:
Эпюра показана на рисунке 7.
Горизонтальная плоскость
(125)
(126)
Реакции в опорах найдены верно.
Для построения эпюр:
Эпюра показана на рисунке 7.
Рисунок 7. Схема сил и эпюр изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскости
Крутящий момент.
Для построения эпюр крутящего момента потребуется значение T2= 159,75 Нм , рассчитанное в пункте 1. Эпюра показана на рисунке 7.
Уточненный расчет валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности n для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [n]. Прочность соблюдается n?[n].
Определяем предел выносливости при симметричном цикле изменения напряжений изгиба
(127)
где: - предел выносливости;
- предел прочности материала, равен 93 Н/мм?.
Определяем предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
(128)
Определение запасов прочности вала для опасных сечений
Определение по нормальным напряжениям
(129)
где: - нормальное напряжение;
- эффективный коэффициент концентрации напряжений, принимаем 1,72;
- коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на усталостную прочность, принимаем 0,2;
- коэффициент учитывающий масштабные факторы, принимаем 0,73;
- амплитуда нормальных напряжений изгиба;
Определение амплитуды нормальных напряжений изгиба
(130)
где: М - изгибающий момент, действующий на вал колеса;
- момент сопротивления сечения изгиба, (формула 140)
Определение момента сопротивления сечения изгиба
(131)
где: - ширина шпонки;
- глубина паза, [табл. 5];
- диаметр под колесо;
Определение суммарного изгибающего момента в горизонтальной и вертикальной плоскости
(132)
Определение среднего напряжения от нулевого цикла
; (133)
где: - радиальная сила на колесе;
d - диаметр под колесо;
Проверка вала по касательным напряжениям
(134)
где: - предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений, равен 165Н/мм?;
- эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений, принимаем 1,56;
- коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на усталостную прочность, принимаем 0,1;
- коэффициент учитывающий масштабные факторы, принимаем 0,63;
- среднее значение амплитуды касательных напряжений.
Определение среднего значения амплитуды касательных напряжений
(135)
где: Т - крутящий момент;
- момент сопротивления сечения изгиба;
Определение момента сопротивления сечения кручению
(136)
где: b - ширина шпонки;
- глубина паза;
d - диаметр под колесо;
Определение результирующего коэффициента запаса прочности
(137)
где >2
Условие выполняется.
8. Уточненный расчет подшипников
Основные критерии работоспособности подшипника качения - его динамическая и статистическая грузоподъемность. В этом пункте курсовой работы мы произведем уточненный расчет подшипников и проверим их на долговечность.
Определяем суммарную реакцию опоры
; (138)
;
Вычисляем эквивалентную нагрузку
, (139)
где - коэффициент учитывающий вращение колес, принимаем =1;
- коэффициент радиальной нагрузки, принимаем =1;
- осевая нагрузка;
- коэффициент безопасности, принимаем =1:
- температурный коэффициент, принимаем =1:
Рассчитаем подшипники на долговечность
, (140)
где - базовая радиальная динамическая грузоподъемность подшипника, принимаем = 14 кН.
Полученное значение должно выполнять следующее условие:
.
9. Выбор смазки зубчатых колес и подшипников
Для редуктора общего назначения обычно применяют непрерывное смазывание жидким маслом в виде погружения зубчатых колес в масляную ванну (картерная смазка).
Эту смазку применяют при окружных скоростях в зацеплении зубчатых передач до V ? 12 м/с. При большей скорости масло сбрасывается с зубчатых колес центробежной силой. Зубчатые колеса погружают в масло на высоту зуба, но не выше центра нижнего тела качения подшипника.
Уровень масла в картере редуктора должен обеспечивать погружение венца колес на глубину не менее 10 мм. В многоступенчатых редукторах часто не удается погрузить зубья всех колес в масло, т.к. для этого необходим очень высокий уровень масла, что может повлечь слишком большое погружение колеса тихоходной ступени и даже подшипников в масло. В этих случаях применяют смазочные шестерни или другие устройства.
При V ? 0,5 м/с колесо погружают в масло до hм = 1/6 его радиуса. При смазке окунанием объем масляной ванны редуктора принимают из расчета ~ 0,5…0,8 литра масла на 1 кВт передаваемой мощности.
В косозубых передачах масло выжимается зубьями колес в одну сторону. В этом случае для предотвращения обильного забрасывания масла в подшипники устанавливают маслозащитные шайбы или кольца.
Т.к. у нас по заданию V = 0,2 м/с то возьмем индустриальное масло И 40 А ГОСТ 20799-75. Зубчатые колеса погружаются минимум на высоту зуба. Определяем объем масла, требуемый для проектируемого редуктора:
[л],
Р1 - расчетная мощность на ведущем валу редуктора, равная 4,4кВт.
; (141)
литра.
Для проектируемого редуктора принимаем 4 литра индустриального масла И 40 А.(так как v=0,6м/с<5м/с). Смазка подшипников осуществляется пластичной смазкой УС-1 ГОСТ 1033-73, закладываемой в подшипниковые камеры примерно на 0,5 объема камеры при сборке редуктора.
10. Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:
-на ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 -100?С;
-в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала;
-надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух цилидрических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
Перед постановкой сквозных крышек в проточке закладывают фетровые уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Затем ввертывают пробки маслосливного и контрольного отверстий с прокладками. Заливают в корпус масло и закрепляют смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.:
Заключение
В ходе проектирования был разработан двухступенчатый цилиндрический редуктор с требуемыми техническим заданием характеристиками.
Перед началом проектирования был проведён анализ существующих типов приводов, и в соответствии с этим был выбраны наиболее рациональные схемы для механизма привода.
В пояснительной записке приведены расчёты механизмов, подтверждающие работоспособность проектируемого изделия.
Схемы каждого из механизмов приведены в соответствующих разделах пояснительной записки.
В графической части курсового проекта изображены: сборочный чертёж редуктора и отдельные детали.
Список используемой литературы
1. Дунаев П.Ф. Курсовое проектирование:Учеб. Пособие для машиностроит. спец. Учреждений среднего профессионального образования.-5-е изд.,доп.-М.: Машиностроение,2007.-560с.
2. Кучеренко А.Н. Детали машин и основы конструирования. Проектирование цилиндрического редуктора: Учебное пособие к выполнению курсового проекта. - Красноярск: СибГТУ, 2004. - 208 с.
3. Кучеренко А.Н. Детали машин и основы конструирования. Расчет и конструирование ременных передач: Методические указания к выполнению курсового проекта. - Красноярск: СибГТУ, 2004. - 58 с.
4. Кучеренко А.Н. Расчет зубчатых и червячных передач: Справочник для студентов. - Красноярск: СибГТУ, 2002. - 152 с.
5. Межов В.Г. Детали машин. Рабочие чертежи деталей машин. Учебное пособие для студентов технических специальностей.-Красноярск:СибГТУ, 2010.-162с.
6. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. - М.: ООО ТИД "Альянс", 2005. - 416 с.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Выбор электродвигателя и его обоснование. Кинематический и силовой расчет привода, его передач. Размеры зубчатых колес, корпуса редуктора. Проверка долговечности подшипников, шпоночных соединений. Уточненный расчет валов. Выбор посадок деталей редуктора.
курсовая работа [1,3 M], добавлен 19.06.2014Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода. Расчет зубчатых колес. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Подбор подшипников и шпонок для валов. Первый этап компоновки редуктора. Выбор смазки.
курсовая работа [421,3 K], добавлен 29.02.2016Расчет привода, первой косозубой передачи и подшипников. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни, колеса, корпуса редуктора. Ориентировочный и уточненный расчет валов. Выбор муфты и расчет смазки. Выбор режима работы.
курсовая работа [435,4 K], добавлен 27.02.2009Кинематический расчет привода редуктора. Расчет валов и подшипников. Конструктивные размеры шестерен, колес, звездочки конвейера и корпуса редуктора. Проверка долговечности подшипников, шпоночных и шлицевых соединений. Компоновка и сборка редуктора.
курсовая работа [175,3 K], добавлен 04.11.2015Выбор двигателя и кинематический расчет привода. Расчет зубчатых колес редуктора, его компоновка. Проверка долговечности подшипников. Конструирование зубчатых колес. Посадки подшипников. Конструктивные размеры корпуса редуктора. Подбор и расчёт муфты.
курсовая работа [1,4 M], добавлен 18.06.2015Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Ориентировочный расчет валов и выбор подшипников. Конструктивные размеры зубчатых колес и корпуса редуктора. Проверка прочности шпоночных соединений. Выбор посадок деталей редуктора.
курсовая работа [2,0 M], добавлен 18.12.2010Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Определение зубчатых колес редуктора и цепной передачи. Предварительный подсчет валов. Проверка долговечности подшипников и прочности шпоночных соединений. Выбор посадок основных деталей редуктора.
курсовая работа [2,5 M], добавлен 28.12.2021Расчет закрытой зубчатой передачи. Предварительный расчет валов. Расчет плоскоременной передачи. Подбор и проверка подшипников. Уточненный расчет валов. Проверка шпоночных соединений. Конструктивные элементы корпуса. Смазка редуктора, выбор посадок.
курсовая работа [199,7 K], добавлен 06.07.2013Назначение и область применения ленточного конвейера. Кинематический расчет привода и закрытой цилиндрической прямозубой передачи. Конструктивное оформление зубчатых колес, корпуса и крышки редуктора. Подбор шпонок и подшипников, сборка привода.
курсовая работа [1,0 M], добавлен 21.03.2015Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода, включающего редуктор, муфту и ременную передачу. Прочностные расчеты зубчатых колес, валов, шпоночных соединений, подшипников качения. Выбор смазки зубчатых колес и расчет открытой передачи.
курсовая работа [284,6 K], добавлен 24.07.2011
