close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

Записка ДМ

код для вставкиСкачать
Министерство образования Республики Беларусь
"Витебский государственный технологический университет"
Кафедра механики
Расчетно-пояснительная записка
на тему: "Проектирование привода цепного конвейера "
ДМ 01.01.00.00 ПЗ
Исполнитель:
студент группы 3Мт-16
Гребенюков Н.
Руководитель проекта:
Бабаев В. С.
Витебск 2013
Содержание
1 Кинематический расчёт привода 3
2 Расчет закрытой прямозубой цилиндрической передачи 5
3 Расчет плоскоременной передачи 10
4 Предварительный расчет валов 14
5 Компоновка редуктора 15
6 Проверочный расчет валов 16
7 Расчёт подшипников качения 22
8 Расчёт шпоночного соединения 23
9 Выбор смазочных материалов и системы смазки редуктора 24 10 Приводной вал 25
11 Муфта 26
12 Конструкция рамы 27
13 Описание привода 28
14 Сборка и регулировка редуктора 29
Литература 30
Приложения
1. Кинематический расчёт привода
Исходные данные
Мощность на вых. валу привода Рв= 2,7 кВт
Частота вращ. вых. Вала nв=88 мин-1
1. Принимает знач. КПД элементов привода
КПД соед. муфты ŋпрп = 0,95
КПД цилиндрич. зуб. Перед. 0,97
КПД подшипников качения 0,99
КПД муфты 0,98
2. Опред. КПД привода
ŋпр = ŋпр ∙ ŋц.з.п. ∙ ŋ3пн ∙ ŋм = 0,95 ∙0,97 ∙0,993 ∙0,98 = 0,876
3. Зная потери, опред. треб. мощ. электро двигателя
Pт.р = Рт.р = = 3,08
ΔР = ∙100% = ∙100%=2,5%
4. Принимает значение передаточных чисел передач вход в привод
Uцзп =4,5
Uпрп=2,5
5. Определить предварительное значение перед. числа привода
U'пр = Uцзп ∙Uпрп =4,5 ∙2,5=11,25
6. Определить требование величины частоты вращения электро двигателя
ŋтр=ŋв ∙Uпр=8,8 ∙11,25=990
7. Подбор электро двигателя по каталогу
Тип 4А112MА6УЗ
Pд.в.=3 кВт
nc =1000 об/мин
nдв =955
ΔР = ∙100% = ∙100%=2,5%
8.Определить действительное передаточное число привода
Uпр = = = 10,85
Разбив. полученное передаточное число приводов по ступеням
Uпр = Uцзп × Uпрп= 10,85
Uцзп= U'цзп=4,5
Uпрп== = 2,41
9. Определить частоту вращения валов привода nд = 955
nб = = = 396,26
nт = = = 88,05
nв = nт
10. Определение мощности на вале
Мощность двигателя Рдв = 3
Мощность каждого последующего
Рб = Рд ∙ ŋпрп ∙ ŋпк = 3 ∙ 0,95 ∙ 0,99 = 2,82
Рт = Рб ∙ ŋцзп ∙ ŋпк = 2,82 ∙0,97 ∙0,99=2,7
Рв= Рт ∙ ŋст ∙ŋnк =2,7 ∙ 0,18 ∙ 0,99=2,628
11. Определить крутящий момент на валах привода
Тдв.=9550 ∙ 103 = 30 ∙103
Тб = 9550 = 9550 ∙ 103 = 67,96 ∙103
Тт = 9550 ∙103 = 9550 = 292 ∙103
Тв = 9550 ∙103 = 9500 ∙103 = 285,0357 ∙103
ПараметрВал приводаДвигателяБыстроходный редукторТихоходный редукторПриводнойРасчётная мощность клВт32,822,72,628Частота вращения n мин-1955396,2688,0588,05Крутящий момент Т 30×10367,96×103292×103285,0357×103
2.Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЁТА
-крутящий момент на шестерне = 67,96103 нмм;
-крутящий момент на колесе = 292,1103 н
-частота вращения шестерни = 396,26 -частота вращения колеса 88,05 ;
-передаточное число передачи = 4,5
-срок службы передачи = 10106 час.
1.ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ПЕРЕДАЧИ
1.1 Материал зубчатого колеса - сталь 45
Термообработка - улучшение
Твердость 235...262 НВ
Механические характеристики:
Предел прочности 780
Предел текучести = 540
1.2 Материал шестерни - сталь 45
Термообработка - улучшение
Твёрдость = 269...302 НВ
Механические характеристики :
Предел прочности = 890
Предел текучести = 650
1.3 Определение средних значений твёрдостей шестерни и колеса =0,5( + ) = 0,5(269+302)=285,5 НВ
=0,5( + ) = 0,5(235+262)=248,5 НВ
1.4 Определение чисел циклов перемены контактных напряжений для шестерни и колеса , соответствующих пределам выносливостей материалов колёс
=30 ∙ = 30285,52,4=23,5106
=30∙= 30248,52,4=16,8106
1.5 Определение действительного числа циклов перемены напряжений для шестерни
=60∙∙=60396,2610103=237,8106
1.6 Определение действительного числа циклов перемены напряжений для колеса
=60∙=6088,05103=528,3106
1.7 Определение коэффициентов долговечности для шестерни и колеса при расчёте по контактным напряжениям
==0,679
===0,562
Так как коэффициенты долговечности <1 и <1 то принимаем =1 и =1
1.8 Определение длительного предела контактной выносливости для активных поверхностей зубьев шестерни и колеса = 2∙+ 70 =2285,5+70=641
+70 =2248,5+70=641 1.9 Принимаем коэффициенты безопасности для шестерни и колеса =1,1
1.10 Определение допускаемых контактных напряжений для зубьев шестерни и колеса =∙=1=582,7272
[=∙=1=515,4545
1.11 Принимаем в качестве расчётного допускаемого контактного напряжения [ меньшее значение из полученных для шестерни [ и колеса [ []=515 1.12 Принимаем число циклов перемены напряжений изгиба , соответст-
вующее пределу выносливости для материалов шестерни и колеса рав-
ным =4∙.
1.13 Принимаем исходя из термообработки зубчатых колёс показатель
степени в уравнении кривой усталости m =6
1.14 Определение коэффициентов долговечности для шестерни и колеса при расчете по напряжениям изгиба
===0,506
===0,443
Так как коэффициенты долговечности <1 и 1 то принимаем =1 и =1
1.15 Определение пределов выносливостей активных поверхностей зубьев по напряжениям изгиба для шестерни ∙=1,8∙285,5=513,9
=1,8∙248,5=447,3
1.16 Принимаем коэффициенты безопасности для шестерни [=1,75 и колеса [=1,75
1.17 Принимаем коэффициент , учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки ( реверс ) =1
1.18 Определение допускаемых напряжений изгиба для зубьев шестерни [ и колеса [
[=∙∙=∙1∙1=293,657
[=∙∙=∙1∙1=255,6
1.19 Принимаем приведённый модуль упругости для стальных колёс =2,1∙ 1.20 Принимаем коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния передачи =0,4
1.21 Принимаем предварительное значение коэффициента неравномер-
ности распределения нагрузки по ширине колеса =1,07
1.22 Определение предварительного значения межосевого расстояния передачи из условия контактной усталости ( прочности ) зубьев
= 0,85∙( +1 ) ∙ =0,85∙(4+1)∙=30541,224∙0,85∙4,5+1=146,13
1.23 Определение предварительного значения ширины зубчатого колеса
=∙=0,4∙146,13=58,48
1.24 Полученное значение ширины зубчатого колеса = 68,48 мм , округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров = 56 мм
1.25 Определяем диапазон , рекомендуемых значений окружного моду-
ля передачи
= (0,01 ... 0,02 ) ∙= 1,46...2,92
1.26 Принимаем стандартное значение окружного модуля = 2,5 мм входящее в диапазон рекомендуемых значений 1.27 Определение предварительного значения числа зубьев шестерни ===21,25
1.28 Полученное значение числа зубьев шестерни округляем до ближайшего целого числа =21
1.29 Определение предварительного значения числа зубьев колеса =∙=21∙4,5=94,5
1.30 Полученное значение числа зубьев колеса округлить до ближайшего целого числа = 95
1.31 Определение действительного передаточного числа зубчатой передачи
U == =4,523
1.32 Определение отклонения действительного передаточного числа пере-
дачи U = 4,523 от заданного = 4,5
∆U =∙100% = =0,529%
1.33 Определение действительного значения межосевого расстояния пере-
дачи == =145
1.34 Определение делительных диаметров шестерни и колеса =∙=2,5∙21=52,5
=∙2,5∙95=237,5
1.35 Определение диаметров окружностей вершин зубьев шестерни и колеса = + 2∙= 52,5+2∙2,5=57,5
= + 2∙= 237,5+2∙2,5=242,5
1.36 Определение диаметров окружностей впадин зубьев шестерни и
колеса = -2,5∙= 52,5-2,5∙2,5=46,25
= -2,5∙= 237,5-2,5∙2,5=231,25
1.37 Определение диапазона рекомендуемых значений ширины шестерни = + (2...5) = 56+(2...5)
1.38 Принимаем из ряда нормальных линейных размеров стандартное значение ширины шестерни =60 мм , входящее в диапазон рекомендуемых значений =58...61 мм
2. Проверочный расчет передачи
2.1 Определение окружной скорости V зубчатых колёс
V ===1,089м/с
2.2 Назначаем степень точности передачи ST= 9 в зависимости от окружной скорости зубчатых колёс V= 1,089 2.3 Определение значения коэффициента ширины шестерни относительно её диаметра
== =1,142
2.4 Принимаем значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса = 1,06
2.5 Принимаем значение коэффициента динамической нагрузки передачи = 1,05
2.6 Определение коэффициента нагрузки передачи
=∙= 1,06∙1,05=1,113
2.7 Принимаем угол зацепления ( профиля делительный ) =
2.8 Определение действительного контактного напряжения в зацеплении зубчатых колёс
= 1,18∙=1,18∙=521,98
2.9 Определение отклонения действительного контактного напряжения в зацеплении зубчатых колёс = 521,98 МПа , от расчётного допускаемого [ ]= 515 МПа
∙100% = ∙100%=-1,3%
2.10 Определение окружной силы в зацеплении зубчатых колёс
== =2589
2.11 Определение радиальной силы в зацеплении зубчатых колёс
=∙tg= 2588,95∙tg20о=942,3
2.12 Принимаем в зависимости от чисел зубьев шестерни 21 и колеса = 95 значения коэффициентов формы зубьев шестерни =4,03
и колеса = 3,6
2.13 Принимаем значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого колеса = 1,13
2.14 Принимаем значение коэффициента динамической нагрузки переда-
чи = 1,1
2.15 Определение коэффициента нагрузки передачи
=∙= 1,13∙1,1=1,243
2.16 Определение менее прочного звена передачи ( шестерня-1 или коле-
со -2 ) по отношениям
= =72,8677
==71
Менее прочным звеном передачи будет колесо ( шестерня ) , так как для него указанное соотношение получилось меньше
2.17 Определяем действительное напряжение изгиба менее прочного звена передачи колеса ( шестерни ) ( ) и сравниваем с допускаемым напряжением изгиба колеса [ ( шестерни [)
== =255
ТАБЛИЦА 2
Геометрические размеры , кинематические и силовые параметры
прямозубой цилиндрической передачи
ПараметрЗначениеЧисло зубьев шестерни 21Число зубьев колеса 95Модуль зацепления , мм 2,5Диаметр делительной окружности шестерни 52,5Диаметр делительной окружности колеса 237,5Межосевое расстояние передачи  , мм145Ширина шестерни передачи , мм60Ширина колеса передачи , мм56Угол наклона зубьев передачи β , градβ = Степень точности передачи ST9Окружная скорость зубчатых колёс V , 1,089Окружная сила в зацеплении зубчатых колёс , н2589Расчётное допускаемое контактное напряжение [] , 515Действительное контактное напряжение в зубчатом зацеплении
, 221,98Допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса [255,6Действительное напряжение изгиба зубьев колеса , 82,75
3. расчет плоскоременной передачи
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЁТА
-мощность на валу ведущего шкива передачи = 3 КВТ ;
-частота вращения ведущего шкива передачи = 955 ;
-передаточное число передачи =2,41
-угол наклона передачи к горизонту α =0
-режим работы передачи - постоянный
3.1. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ПЕРЕДАЧИ
3.1.1 Определение диапазона рекомендуемых значений диаметра веду-
щего шкива = ( 1100 ÷ 1300 ) ∙ =(1100/1300) ∙=(161,1...190)
3.1.2 Принимаем стандартное значение диаметра ведущего шкива =180, входящее в диапазон рекомендуемых значений =161...190
3.1.3 Принимаем значение коэффициента упругого скольжения ремня  = 0,01
3.1.4 Определение предварительного значения диаметра ведомого шкива ременной передачи
= ∙ ∙ ( 1- ) =180∙2,41(1-0,01)=429,462
3.1.5 Принимаем ближайшее стандартное значение диаметра ведомого шкива передачи =400
3.1.6 Определение действительного значения U передаточного числа пе-
редачи U = ==2,24
3.1.7 Определение отклонения действительного значения передаточного
числа ременной передачи U =2,24 от заданного значения 2,41
∆U = ∙ 100% =∙ 100%=7,05%
3.1.8 Определение скорости ремня передачи V
V = ==9м/с
3.1.9 В качестве тягового органа передачи принимаем плоский резино-
тканевой ремень
3.1.10 Определение допускаемого значения межосевого расстояния передачи
= 1,5 ∙ ( + ) =1,5∙(180+400)=870
3.1.11 Принимаем стандартное значение межосевого расстояния передачи
 согласованное с возможностью размещения электродвигателя и редук-
тора на раме привода =850мм
3.1.12 Определение расчетной длины ремня L
L = 2 ∙ a + 0,5 ∙ π ∙ ( + ) + =2∙850+0,5∙ π∙(180+400)+=2625,29
3.1.13 Определение числа ( частоты ) пробегов ремня  в единицу времени  = = =3,428
3.1.14 Определение действительного значения межосевого расстояния передачи = 0,125 { 2 ∙ L - π ∙ ( + ) +} =
=0,125∙{ 2 ∙ 2625,29 - π ∙ (180+ 400 ) +}=849,99
3.1.15 Определение угла обхвата ведущего шкива передачи
= - ∙ =-∙57,3о
3.1.16 Принимаем значение напряжения от предварительного натяжения ремня = 1,8 МПа
3.1.17 Принимаем отношение толщины ремня  к наименьшему допуска-
емому диаметру ведущего шкива передачи равным для резинотка-
невого ремня = , либо = 40
3.1.18 Принимаем для стандартных условий работы ( скорости ремня V =
10 , угла обхвата ремнём ведущего шкива = , горизонтального
расположения передачи α = и спокойной работе передачи в одну сме-
ну ) допускаемое полезное напряжение ремня [ МПа
3.1.19 Определение значения коэффициента , учитывающего влияние угла
обхвата =165,1
= 1 - 0,003 ∙ ( - ) =1-0,003(-165,1)=0,955
3.1.20 Определение значения коэффициента , учитывающего скорость рем-
ня V =9
= 1,04 - 0,0004 ∙ = 1,04-0,0004∙92=1,0076
3.1.21 Принимаем значение коэффициента , учитывающего угол наклона
α = 0о передачи к горизонту и способ регулирования натяжения рем-
ня = 1
3.1.22 Принимаем значение коэффициента , учитывающего динамичность
нагружения передачи и режим её работы = 0,8
3.1.23 Определение допускаемого полезного напряжения ремня [ ] в заданных ( реальных ) условиях эксплуатации
[ = [ ∙ ∙ = 0,955∙1,0076∙1∙0,8∙2,25=1,732
3.1.24 Определение полезного ( окружного ) усилия в ременной переда-
че ==33,33
3.1.25 Определение требуемой толщины ремня
==4,5
3.1.26 Принимаем стандартное значение толщины ремня  = 4,5
3.1.27 Определение требуемой ширины ремня = =42,76
3.1.28 Принимаем стандартное значение ширины резинотканевого ремня
b = 50
3.1.29 Определение силы предварительного натяжения ремня
= ∙  ∙ b = 1,8∙4,5∙50=405
3.1.30 Определение сил натяжения ведущей и ведомой ветвей рем-
ня
= + 0,5 ∙ =405+0,5∙333,33=571,665
= - 0,5 ∙ =405-0,5∙333,33=238,335
3.1.31 Определение силы давления на валы передачи
= 2 ∙ ∙ sin ( 0,5 ∙ =2∙405∙ sin ( 0,5 ∙ =803
3.2.ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ПЕРЕДАЧИ НА ПРОЧНОСТЬ И
ДОЛГОВЕЧНОСТЬ РЕМНЯ
3.2.1 Определение растягивающего напряжения в ведущей ветви рем-
ня от силы натяжения ведущей ветви = ==2,54
3.2.2 Принимаем значение модуля упругости резинотканевого ремня
при его изгибе = 80 МПа
3.2.3 Определение напряжения при изгибе ремня на ведущем шкиве передачи = ∙ =80 ∙ =2
3.2.4 Принимаем значение плотности материала ремня ρ = 1100 3.2.5 Определение напряжения в ремне от центробежных сил
= ρ ∙ ∙ =1100∙92∙10-6=0,0891
3.2.6 Принимаем значение допускаемого напряжения на растяжение
резинотканевого ремня [ 3.2.7 Определение суммарного ( максимального ) напряжения в ведущей ветви ремня
= + + = 2,54+2+0,0891=4,6291
3.2.8 Принимаем значение временного предела выносливости ремня 3.2.9 Принимаем значение коэффициента учитывающего влияние пере-
даточного числа передачи U = 2,24 на долговечность ремня = 1,7
3.2.10 Принимаем значение коэффициента , учитывающего влияние ре-
жима работы передачи на долговечность ремня = 1
3.2.11 Определение ресурса ремня ( срока службы передачи )
= ( ∙ =( ∙ =12453 час;
3.3 Определение размеров шкивов передачи
3.3.1 Принимаем в зависимости от ширины ремня b = 50 мм шири-
ну обода ведущего и ведомого шкивов передачи B = 60 мм
3.3.2 Принимаем в качестве материала шкивов передачи чугун ма-
рки СЧ 15 , и способ их изготовления - литьё
3.3.3 Исходя из полученных диаметров шкивов передачи их конст-
рукцию выбираем с диском.
ТАБЛИЦА 3
Геометрические размеры, кинематические и силовые параметры
плоскоременной передачи
ПараметрЗначениеДиаметр ведущего шкива , мм180Диаметр ведомого шкива , мм400Межосевое расстояние передачи , мм850Угол обхвата ремнём ведущего шкива , град165,1Толщина ремня  , мм4,5Ширина ремня b , мм50Длина ремня L , мм2625,29Скорость ремня V , 9Число пробегов ремня в секунду  , 3,428Начальное натяжение ремня , н405Силы давления на валы передачи , н803,162Максимальное напряжение в ремне , МПа4,629
4. Предварительный расчет валов
4.1. Проектировочный расчет быстроходного (входного) вала редуктора:
4.1.1 Определяем минимальное значение диаметра входного (концевого) участка быстроходного вала редуктора (под шкив, звездочку, полумуфту) из условия прочности на кручение:
мм.
где - допускаемое напряжение кручения
Для водных и выходных концов валов = 20...25 Н/мм2, для промежуточного = 20 Н/мм2.
4.1.2. Округляем полученное значение до ближайшего большего стандартного значения:
мм.
4.2. Проектирование быстроходного (входного) вала редуктора:
4.2.1. Определяем рекомендуемое значение диаметра быстроходного вала под уплотнение: мм.
Округляем до 4.2.2. Определяем диапазон рекомендуемое значение диаметра быстроходного вала под подшипник качения: мм.
4.2.3 Принимаем стандартное значение мм.
4.2.4. Принимаем диаметр упорного буртика вала , для фиксации подшипника качения в осевом направлении:
мм.
4.2.5. Принимаем длину входного участка быстроходного вала редуктора:
мм.
4.3. Проектировочный расчет тихоходного (выходного) вала редуктора:
4.3.1 Определяем минимальное значение диаметра выходного (концевого) участка тихоходного вала редуктора (под шкив, звездочку, полумуфту) из условия прочности на кручение:
мм.
где - допускаемое напряжение кручения
Для водных и выходных концов валов = 20...25 Н/мм2, для промежуточного = 20 Н/мм2.
4.3.2. Округляем полученное значение до ближайшего большего стандартного значения:
мм.
4.4. Проектирование тихоходного (выходного) вала редуктора:
4.4.1. Определяем рекомендуемое значение диаметра тихоходного вала под уплотнение: мм.
Округляем до 4.4.2. Определяем диапазон рекомендуемое значение диаметра тихоходного вала под подшипник качения: мм.
4.4.3. Принимаем стандартное значение мм.
4.4.4. Определяем диапазон рекомендуемое значение диаметра тихоходного вала под зубчатое колесо: мм.
4.4.5. Принимаем стандартное значение мм.
4.4.6. Принимаем диаметр упорного буртика вала , для фиксации подшипника качения в осевом направлении:
мм.
4.4.7. Принимаем длину входного участка тихоходного вала редуктора:
мм.
5. Компоновка редуктора
5.1 Зазор между корпусом и вращающимися колесами редуктора
, округляем мм
5.2 Толщина стенок корпуса
округляем мм
5.3 Диаметры болтов для крепления к раме
5.4 Диаметры болтов для крепления крышки к корпусу редуктора
6. Проверочный расчет валов
Расчет быстроходного вала на статическую прочность (по эквивалентному моменту).
Определяем окружные, радиальные и осевые силы, действующие на валу.
Определяем положение опор и деталей, закрепленных на валу.
Раскладываем силы в двух взаимно перпендикулярных плоскостях.
Строим эпюры изгибающих моментов и в плоскостях и и эпюру крутящих моментов .
Находим максимальный изгибающий момент: На быстроходный вал редуктора действуют (со стороны шестерни) окружная сила , радиальная сила . Радиальная сила приложена в полюсе зацепления и действует перпендикулярно к оси вала. Кроме того, со стороны клиноременной передачи действует нагрузка , ее величина .
Так как на вал действуют силы, расположенные в двух взаимно перпендикулярных плоскостях, каждую из плоскостей рассматриваем в отдельности.
Действие опор А и С на вал заменяем реакциями и , для определения которых составляем суммы моментов всех сил относительно осей fA== = 0,014мм˂[f]=0,025мм
E=2,1·105
I == =82406,16
[f]=0,01·m
RB= ==2295
RB= ==1303
C=15,3·103 co=10,2·103 = 1·0 =0; x=1;
y=o;
Сталь 45 Термообработка улучшение
Твердость H1=269...302HB
Предел прочности =890
=650
===14,8
Mu==69068
τa = τm ===3,6H/мм2
-1 =380 τ-1 =230 = 0,1 = 0,05
= 1,6 = 1,5 = 0,86 = 0,8
β = 1, без закалки
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Условие прочности выполняется:
803-1895+942-(-150)=0
2589·53=RDX(53+53)
1294,5-2589+x=0
MMD==2755
Рисунок 1- Расчетная схема быстроходного вала с изображенными на ней эпюрами
Расчёт вала на усталостную прочность
Исходные данные:
Материал шестерни - сталь 45;
Термообработка- улучшение;
Твёрдость Н1 = 269...302 НRC;
Предел прочности σВ = 890 Н/мм2;
Предел прочности σт = 650 Н/мм2;
Максимальный изгибающий момент Ми=69068 Н∙мм
Предел выносливости материала при изгибе и кручении:
7.2. Коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения: ; Коэффициент поверхностного упрочнения: Обычно напряжения в поперечном сечении вала при изгибе изменяются по симметричному циклу, а напряжения при кручении - по пульсирующему циклу. В соответствии с этим примем:
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Условие прочности выполняется:
Расчёт на изгибную жёсткость
Изгибная жёсткость обеспечивается при выполнении условия , где - допускаемый прогиб.
Определяем прогибы в сечениях:
мм I=
7.Расчет подшипников качения
Определяем суммарную реакцию в подшипниках:
Н;
Н.
Так как реакция в точке С больше чем в А то расчет ведем по опоре С.
Определяем динамическую и статическую грузоподъёмность подшипника:
;
.
Определяем отношение радиальной силы на колесе к статической грузоподъёмности подшипника:
,
где i=1 - число рядов тел качения.
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:
,
где: V = 1; Кт=1; Х=1; У=0; К=1,2; Определяем долговечность подшипников:
часов > 24000 часов
Условие выполняется
8. Расчет шпоночного соединения
Выбираем размеры сечений шпонок и пазов для тихоходного вала из условия прочности на смятие:
, Н/мм2,
где: Т - крутящий момент на валу, Т =67,96·103 Н·мм;
d - диаметр вала, d = 24 мм;
h - высота шпонки, h = 7 мм;
lр=l-b=45-8=37 мм;
t1 - глубина паза, t1=4 мм.
Расчет на смятие
.
Расчёт на срез
Условие выполняется
9.Выбор смазочных материалов и системы смазки редуктора
Для уменьшения потерь мощности на трение в зацеплении и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, для предотвращения их от заедания, охлаждения зубчатых колес, удаления продуктов износа, предохранения от коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.
Наиболее простым и надежным способом является картерная смазка, применяемая при окружной скорости колес до 15 м/с. В корпус редуктора заливают масло через верхний люк так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
При работе передачи масло постепенно загрязняется продуктами износа, с течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для слива масла в корпусе редуктора предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой.
Чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, чем выше контактное давление в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяем в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. В данном случае используем индустриальное масло И-Г-А-68.
10 Приводной вал
В качестве опор приводного вала применяются двухрядные шариковые сферические самоустанавливающиеся подшипники типа 1211. Подшипники в разных корпусах устанавливаются по плавающей схеме, в качестве фиксирующей принимаем ту опору, которая более нагружена.
Расчет диаметра вала под коническое колесо и звездочку ведем на кручение по касательным напряжениям, остальные диаметры берутся конструктивно.
При мелкосерийном и единичном производстве конические зубчатые колеса малых диаметров изготавливают из прутка, больших - свободной ковкой с последующей токарной обработкой. Стали, используемые при изготовлении зубчатых колес: 45, 50, 50Г2, 40Х, 45Х, для тихоходных передач - СЧ21-40, СЧ23-44,СЧ28-48.
Звездочки изготавливают из среднеуглеродистых и легированных сталей 40, 45, 40Х, 40ХН, 50Г2 с термообработкой до твердости HRC 45...50 или цементируемых сталей с глубиной цементации 1...1,5 мм с последующей закалкой и отпуском до твердости HRC 55...60. Для тихоходных передач, работающих без динамических нагрузок, звездочки можно изготавливать из чугунов марка СЧ21-40, СЧ28-56 с термообработкой до твердости HB 269...302.
11. Муфта
Муфта привода устанавливается:
- для передачи движения между валами;
- для компенсации перекосов.
Исходя из того, что муфта расположена на выходе, мы выбираем зубчатую муфту. Тип муфты подбираем по диаметру вала и по расчетному моменту.
Зубчатые муфты выбирают по ГОСТ 5006 - 83 или по специальному справочнику.
Расчетный момент (при подборе муфты)
,
где К коэффициент динамичности, К=1,5...2.
Принимаем зубчатую муфту МЗП №2, передающую момент , с диаметром насадочного отверстия и длиной соответствующего участка .
Расчёт на смятие рабочих поверхностей зубьев
Н/мм2
где - номинальный крутящий момент, = 285,03·103 Н·мм;
- коэффициент запаса, = 1,4;
-модуль зацепления m = 1,5 мм;
- число зубьев, = 145;
-ширина зуба, = 10 мм.
12.Конструкция рамы
При монтаже приводов, состоящих из электродвигателя и редуктора, должны быть выдержаны определенные требования точности относительного положения узлов. Для этого узлы привода устанавливают на сварных рамах или литых плитах.
При единичном производстве экономически выгоднее применять рамы, сваренные из элементов сортового проката: швеллеров, уголков, полос, листов. При серийном выпуске изделий выгоднее применять плиты.
В данном случае используем сварную раму. Конфигурация и размеры рамы зависят от типа и размеров редуктора и электродвигателя. Раму конструируем из двух продольно расположенных швеллеров и двух поперечно расположенных швеллеров, приваренных к двум первым. Швеллеры расположены полками наружу, что удобно для крепления узлов к раме, осуществляемого болтами.
Раму при сварке сильно коробит, поэтому все базовые поверхности ее обрабатывают после сварки, отжига и правки (рихтовки).
Для крепления рамы к полу цеха применяют фундаментные болты; их расположение определяется при проектировании рамы.
13.Описание привода
Привод предназначен для приведения в движение звездочки цепного конвейера. Привод состоит из электродвигателя, от которого через плоскоременную передачу вращение передается на вал одноступенчатого цилиндрического редуктора, после чего через муфту вращение передается конвейеру. 14.Сборка и регулировка редуктора
Делаем поузловую сборку редуктора, которая осуществляется в следующей последовательности: насаживаем на валы зубчатые колёса и шестерни, затем одеваются стопорные кольца, упорные втулки для подшипников и сами подшипники. После этого собранные валы устанавливаются в корпус редуктора, и заливается масло. Смазка подшипниковых узлов осуществляется с помощью солидола, непосредственно заправленного в подшипники. Затем на корпус редуктора устанавливается крышка. Центрирование крышки осуществляется с помощью центрирующих штифтов. Затем крышка привинчивается к корпусу редуктора, стык покрывается герметикам. Следующий этап сборки - регулировка зубчатого зацепления и натяга в подшипниках. Регулировка зубчатого зацепления осуществляется с помощью регулировочных втулок, которые устанавливаются в отверстия под подшипники, затем устанавливают крышки подшипников и завинчивают болты, но не зажимая их. Проворачивая входной вал редуктора, в смотровом окне наблюдаем, как происходит зацепление зубчатых колёс. Для этого на шестернях, по середине, делаем засечку мелом, проворачиваем вал, и смотрим на отпечаток мела на зубчатом колесе. Если отпечаток находятся приблизительно по середине зубчатого колеса, то колёса установлены правильно, если нет, то снимаются крышки подшипников, вынимаются регулировочные втулки, подтачиваются, устанавливаются вновь и процедура регулировки зубчатого зацепления повторяется опять. Регулировка подшипников проводится с помощью набора прокладок, установленных под крышкой. Под крышки подшипников устанавливается набор прокладок и смотрится плавность хода валов. При необходимости прокладки добавляются или убираются.
Собранный редуктор обкатывается в течении 10-15 мин. на всех режимах нагрузки.
Список литературы
1. Кузьмин А.В. и др. Курсовое проектирование деталей машин. Часть 1. - Мн.: Вышэйшая школа, 1982 г.
2. Кузьмин А.В. и др. Курсовое проектирование деталей машин. Часть 2. - Мн.: Вышэйшая школа, 1982 г.
3. Иванов М.Н. Детали машин. М.: Высшая школа, 1984 г.
4. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов / Под ред. С.А. Чернявского и др. - М.: Машиностроение, 1984 г.
5. Детали машин в примерах и задачах / Под ред. Ничипорчика С.Н., Минск, Высш. школа, 1981 г.
6. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высш. шк., 1985 г.
Документ
Категория
Рефераты
Просмотров
322
Размер файла
24 680 Кб
Теги
записка
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа