Привод червячной машины
Расчёт и конструирование механического привода червячной машины, предназначенной для перемешивания полихлорида. Подбор электродвигателя и проектирование двухступенчатого цилиндрического прямозубого редуктора, проверка конструктивного оформления валов.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 08.02.2013 |
| Размер файла | 188,8 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/
Введение
Целью настоящего проекта является расчёт и конструирование механического привода червячной машины предназначенной для перемешивания полихлорида.
Привод служит для передачи вращающего момента от источника движения к рабочему органу машины и включает в себя двигатель, две закрытых зубчатых цилиндрических передач и две муфту.
В настоящем проекте необходимо подобрать электродвигатель и спроектировать двухступенчатый цилиндрический прямозубый редуктор, проверяя при этом конструктивное оформление зубчатых колёс, валов и корпуса редуктора.
червячный привод редуктор электродвигатель
1. Назначение и область применения проектируемого редуктора
1.1 Описание привода
1.1.1 Электродвигатель
Выбран электродвигатель 4АМ100LA4У3 Асинхронный закрытый, обдуваемый. Горизонтальный, станина на лапах. Номинальная мощность, Рном = 4 кВт и номинальная частота вращения вала, nном = 1430 мин-1. Число полюсов= 4.
1.1.2 Редуктор
Редуктор предназначен для понижения угловой скорости и повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Служит для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.
Редуктор горизонтальный, двухступенчатый, цилиндрический, косозубый.
Передаточное число первой передачи, Uцил 1 = 3.97
Передаточное число второй передачи, Uцил 2 = 4
Передаточное число редуктора, Uцил = 11.91
Вращающий момент на выходном валу, ТIII = 351,48 Н ? м
Мощность на выходном валу РIII - 3,68 кВт
Частота вращения выходного вала редуктора, nIII = 100 мин-1
Межосевое расстояние первой передачи, = 100 мм
Межосевое расстояние второй передачи, = 180 мм
Общие межосевое расстояние двух передач, = 280 мм
1.1.3 Муфта
Для постоянного соединения валов, а также для предохранения зубьев шестерни и колеса от перегрузок и повреждений применены две упругие втулочно-пальцевые муфты. Передаваемый первой муфтой крутящий момент Мтабл = 250 Н?м. Диаметры соединяемых концов dэл. двиг. = d 1вала редуктора = 32 мм. Передаваемый второй муфтой крутящий момент Мтабл = 250 Н ? м. Диаметры соединяемых концов d 3 валв. редуктора. = d вала смесителя = 36 мм.
Рисунок 1.1 - Двигатель типа 4АМ100LA4У3
Таблица 1.1 - Основные размеры двигателя типа 4АМ100LA4У3
|
Тип двигателя |
Габаритные размеры |
|||||||||||
|
L |
D4 |
H |
B1 |
LB |
L |
2C |
2c |
d |
d4 |
h |
||
|
4АМ100LA4У3 |
362 |
235 |
263 |
192 |
63 |
60 |
112 |
160 |
24 |
12 |
100 |
2. Расчёты, подтверждающие работоспособность привода
2.1 Кинематический расчёт привода и выбор электродвигателя
2.1.1 Задачи кинематического расчёта
В задачу кинематического расчёта привода входит определение мощностей на всех валах привода, КПД привода и частных КПД, угловых скоростей, вращающих моментов на всех валах и передаточного числа привода с его разбивкой, а также подбор по расчётной мощности типового электродвигателя.
2.1.2 Данные для расчёта
Размещено на http://www.allbest.ru/
Рисунок 2.1 - Привод червячной машины, для переработки полихлорида: 1 - электродвигатель, 2,7 - муфты, 3 - шестерня 1 ступени, 4 - колесо 1 ступени, 5 - шестерня 2 ступени, 6 - колесо 2 ступени, 8 - червячная машина; III - тихоходный вал, II - промежуточный вал, I - быстроходный вал
Заданные мощность и число оборотов на выходе вала привода приведены в проектном задании.
2.1.3 Условия расчёта
При подборе типового электродвигателя необходимо, чтобы мощность стандартного электродвигателя была равна или больше расчётной мощности
(кВт), (1)
2.1.4 Определение номинальной мощности и выбор типового электродвигателя
Расчётная мощность электродвигателя определяется по формуле
(кВт), (2)
где зобщ. - КПД привода,
, (3)
где зцил - КПД цилиндрической передачи 0,97 - 0,98;
зпп - КПД пар подшипников качения 0,99;
Принимаются значения для зцил. = 0,98; зпп. = 0,99; Таблица 2.2 [1]. змуфты = 1.
кВт.
По расчётной мощности выбираем типовой электродвигатель. Таблица 2, [1].
Двигатель 4АМ100LA4У3 у которого Рном = 4 кВт и nном = 1430 мин-1.
2.1.5 Определение общего передаточного числа привода и его составляющих
Передаточное число привода определяется по формуле
, (4)
где nэл.дв. - число оборотов вала типового электродвигателя, мин-1;
nвых. - число оборотов на выходном валу привода, мин-1.
Производим разбивку общего передаточного числа на составляющие по формуле
, (5)
где Uцил.1 - передаточное число 1 цилиндрической передачи;
Uцил.2 - передаточное число 2 цилиндрической передачи. Из стандартного ряда чисел принимается передаточное число 1 цилиндрической передачи Uцил.1 = 3, передаточное число 2 цилиндрической передачи Uцил.2 = 3,97 Таблица 4, [2], тогда
2.1.6 Определение частоты вращения на всех валах привода
об/мин,
Частоту вращения быстроходного вала nII, об/мин, определяют по формуле
(6)
об/мин
Частоту вращения тихоходного вала nIII, об/мин, определяют по формуле
(7)
об/мин
2.1.7 Определение угловых скоростей на всех валах привода
Угловые скорости , с-1, на отдельных валах определяются по формуле
, (8)
Определяем угловую скорость вала электродвигателя , с-1,
Определяем угловую скорость первого вала , с-1, по формуле
(9)
с-1.
Определяем угловую скорость второго вала , с-1, по формуле
(10)
с-1.
Определяем угловую скорость третьего вала , с-1, по формуле
(11)
с-1.
2.1.8 Определение мощности на всех валах привода
Требуемая мощность электродвигателя Ртр., кВт,
кВт
Мощность Р, кВт первого вала
(12)
кВт
Мощность Р, кВт второго вала
(13)
кВт
Мощность Р, кВт третьего вала
(14)
кВт
2.1.9 Определение вращающих моментов на всех валах привода
Определяем вращающий момент первого вала ТI., Н?м, по формуле
(15)
Н?м
Вращающий момент ТII, Н?м, на втором валу
(16)
Н?м
Вращающий момент ТIII, Н?м, на третьем валу
(17)
Н?м
2.1.10 Сводная таблица всех кинематических параметров привода
Таблица 2.1 - Кинематические параметры привода
|
Номер вала |
n, об/мин |
, с-1 |
P, кВт |
Т, Н?м |
|
|
I |
1430 |
149,67 |
3,19 |
21,31 |
|
|
II |
476,66 |
49,89 |
3,09 |
61,93 |
|
|
III |
120,06 |
12,56 |
2,99 |
238,05 |
2.2 Расчёт закрытой быстроходной зубчатой передачи (редуктора)
2.2.1 Задачи расчёта
В задачу расчёта закрытой зубчатой передачи входит: выбрать материал для изготовления зубчатых колёс и определить допускаемые контактные и изгибные напряжения [н] и [F], определить геометрические размеры передачи и провести проверочный расчёт по контактным н и изгибным F напряжениям.
2.2.2 Данные для расчёта
Исходными данными для расчёта являются данные таблицы 2.1.
2.2.3 Условия прочности закрытой зубчатой передачи
При проверке по контактным ., напряжениям допускается перегрузка до (+5%), недогрузка до (-10%), величины которых определяются в дальнейших расчётах.
2.2.4 Выбор материалов и определение допускаемых контактных [н] и изгибных [F] напряжений
Косозубая передача
По таблице 7 [2], выбираем материал для шестерни и колеса
Сталь 40 хн, (ГОСТ 1050-88)
Термообработка: улучшение
Твёрдость шестерни, НВ1 = 280
Твёрдость колеса, НВ2 = 250
Таблица 2.2 - Механические характеристики материалов зубчатой передачи
|
Элемент передачи |
Марка стали |
Вид термообработки |
Dпред |
НВ |
ув |
ут |
у-1 |
|
|
Н/мм2 |
||||||||
|
Шестерня |
Сталь 40 хн |
Улучшение |
125 |
280 |
600 |
540 |
335 |
|
|
Колесо |
250 |
Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [у]н1 и колеса [у]н2 по формулам
[у]н1 = КHL1?[у]но1 /Sн (18)
[у]н2 = К HL2?[у]но2 /Sн (19)
где КHL - коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи.
[у]но - допускаемое контактное напряжение, Н/м, соответствующее пределу контактной выносливости. Таблица 6 [2].
[у]но = 2НВ + 70 (20)
[у]но2 = 2 ? 250 + 70 = 570 Н/мм2.
[у]но1 = 2 ? 280 + 70 = 630 Н/мм2.
К дальнейшему расчёту принимаем минимальное значение контактных напряжений [у]но5 = 570 Н/м
[у]но1 =1 ? 630/1,15 = 548 Н/мм2
[у]но2 =1 ? 570/1,15 =496 Н/мм2
[у]н =0,45 ([у]н1+[у]н2)
[у]н =0,45 (496+548) = 469,8 Н/мм2
Определяем допускаемые напряжения изгиба [у]F
[у]F = КFL ? [у]FO (21)
КFL = , (22)
где NFO = 4 ? 106 - число циклов перемены напряжений для всех сталей, с. 13 [2].
Так как N4 >NFO4 принимаем KFL1 = 1, и N2 >NFO5 принимаем KFO2 = 1
Допускаемое напряжение изгиба [у]FO определяем по формуле
[у]FO = 1,03 ? НВ (23)
[у]FO = 1,03 ? 280 = 284,4 Н/мм2
[у]F = 1 ? 284,4 = 284,4 Н/мм2
К дальнейшему расчёту принимаем наименьшее предельное значение напряжения изгиба [у]FO = 257,5 Н/мм2
Косозубая тихоходная передача
По таблице 7 [2], выбираем материал для шестерни и колеса
Сталь 40х, (ГОСТ 1050-88)
Термообработка: улучшение
Твёрдость шестерни, НВ3 = 270
Твёрдость колеса, НВ4 = 240
Таблица 2.2 - Механические характеристики материалов зубчатой передачи
|
Элемент передачи |
Марка стали |
Вид термообработки |
Dпред |
НВ |
ув |
ут |
у-1 |
|
|
Н/мм2 |
||||||||
|
Шестерня |
Сталь 40х |
Улучшение |
125 |
270 |
600 |
540 |
335 |
|
|
Колесо |
240 |
Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [у]н1 и колеса [у]н2 по формулам
[у]н3 = КHL3?[у]но3 /Sн (24)
[у]н4 = К HL4?[у]но4 /Sн (25)
где КHL - коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи.
[у]но - допускаемое контактное напряжение, Н/м, соответствующее пределу контактной выносливости. Таблица 6 [2].
[у]но = 2НВ + 70 (26)
[у]но3 = 2 ? 240 + 70 = 550 Н/мм2.
[у]но4 = 2 ? 270 + 70 = 610 Н/мм2.
К дальнейшему расчёту принимаем минимальное значение контактных напряжений [у]но = 550 Н/м
Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса
[у]но3 =1 ? 550/1,15 = 495,65 Н/мм2
[у]но4 =1 ? 610/1,15 =530,43 Н/мм2
Расчёт геометрических параметров закрытой зубчатой передачи выполняется. Наименьшее значение допускаемых напряжений:
[GН] = [GН]3 = 495,65 Н/мм2.
Определяем допускаемые напряжения изгиба [у]F
[у]F = КFL ? [у]FO (27)
КFL = , (28)
где NFO = 4 ? 106 - число циклов перемены напряжений для всех сталей, с. 13 [2].
Так как N3 >NFO3 принимаем KFL3 = 1, и N4 >NFO4 принимаем KFO4 = 1
Допускаемое напряжение изгиба [у]FO определяем по формуле
[у]FO = 1,03 ? НВср (29)
[у]FO = 1,03 ? 240 = 247,2 Н/мм2
[у]F = 1 ? 247,2 = 247,2 Н/мм2
К дальнейшему расчёту принимаем наименьшее предельное значение напряжения изгиба [у]FO = 247,2 Н/мм2
2.2.5 Определение геометрических параметров закрытой зубчатой передачи
Определяем геометрических параметров быстроходной ступени
бwКб(U + 1)Кнв, (30)
где Кб. - вспомогательный коэффициент;
шб. - коэффициент ширины венца колеса;
u - передаточное число редуктора;
Т2 - вращающий момент на тихоходном валу;
[у]н. - допускаемое контактное напряжение колеса;
Кнв. - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.
Принимаем Кб = 43 - для косозубых передач; шб - 0,4; для шестерни расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых редукторах, Кнв = 1 для прирабатывающихся зубьев. с. 61 [3].
бw143 (3+1) = 50,48 мм.
Округляем в большую сторону до ближайшего значения по ГОСТ 6636 - 69. Таблица 11 [2].
бw1 = 80 мм
- Определяем модуль зацепления
mn = (0,01 - 0,02) ? бw, (31)
mn1 = (0,8.. 1,6) мм.
Полученное значение m округляем до стандартного, в соответствии с таблицей 12 [2]. mt1 = 1,5.
- Предварительно определяем минимальный угол наклона зубьев передачи
sinBmin=4*mz/b2 (32)
где b2 - ширина венца колеса
b2=aw*шa (33)
b2=80*0.4=32 мм
sinBmin=4*1.5/32=0.187
Bmin=10.80
- Определяем фактический угол наклона зубьев в зубчатых колес
cosвmin= (34)
cosBmin=104*1,5/2*80=0,975
Принимаем угол вmin=13?
Определяем общее число зубьев
z = (35)
z = 2? 80 *0,982/ 1.5 = 104 зубьев
Определяем число зубьев шестерни и колеса
z1=
Z1=104/(3+1)=26
z2 =Z- z1 =104-26= 78 зубьев (36)
Определяем фактическое передаточное число
Uф=Z1/Z2 (37)
Uф=73/25=3
Определяем отклонение значений передаточного числа от фактического
*100%
Определяем делительный диаметр шестерни d1, мм, по формуле
dш= mt ? z/cosв, (38)
d1ш = 1,5*26/0.975 = 40 мм.
d2к = 1,5*78/0,975=120 мм
Определяем диаметр вершин шестерни da, мм, по формуле
da = d + 2mt, (39)
da1ш = 40+2*1,5=43 мм
da2к = 120+2*1,5=123 мм
Определяем диаметр впадин шестерни df, мм, по формуле
df = d - 2.5mt, (40)
df1ш = 40-2,5*1,5=36,25 мм
df2к = 120-2,5*1,5=116,25 мм
Определяем ширину венца зубчатого колеса, мм, по формуле
b2= aw*шa, (41)
b2ш= 80 *0.4 = 32 мм
b1ш = 32 + (2…6) (42)
b1ш = 32 + 4=36 мм
Геометрические параметры тихоходной ступени редуктора
Определяем число зубьев колеса по формуле
бwКб(U + 1)Кнв, (43)
Принимаем Кб = 49,5 - для косозубых передач; шб - 0,3; для шестерни расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых редукторах, Кнв = 1 для прирабатывающихся зубьев. с. 61 [3].
бw143 (4+1) =107,5 мм
Округляем в большую сторону до ближайшего значения по ГОСТ 6636 - 69. Таблица 11 [2].
бw1 = 112 мм
- Определяем модуль зацепления
mn = (0,01 - 0,02) ? бw, (44)
mn2 = 0,016 ? 112 = 2 мм.
Полученное значение m округляем до стандартного, в соответствии с таблицей 12 [2]. mt1 =2.
- Предварительно определяем минимальный угол наклона зубьев передачи
sinBmin=4*mz/b4 (45)
где b4 - ширина венца колеса
b2=aw*шa (46)
b4=112*0.4=44.8 мм
sinBmin=4*1.5/32=0.178
Bmin=10.250
- Определяем фактический угол наклона зубьев в зубчатых колес
cosвmin= (47)
cosBmin=110*2/112*2=0982
Принимаем угол вmin=10.880
Определяем общее число зубьев
z = (48)
z = 2? 112 *0.984/ 2 = 110 зубьев
Определяем число зубьев шестерни и колеса
Z3=
Z3=110/4+5=22 зуба
z2 =Z- z1 =110-22=88 зубьев (49)
Определяем фактическое передаточное число
Uф=Z1/Z2 (50)
Uф=88/22=4
Определяем отклонение значений передаточного числа от фактического
*100% (51)
Определяем делительный диаметр шестерни d1, мм, по формуле
dш= mt ? z/cosв, (52)
d3ш = 2*22/0,982=44.8 мм.
D4к = 2*88/0,982=179,2 мм
Определяем диаметр вершин шестерни da, мм, по формуле
da = d + 2mt, (53)
da3ш = 44.8+2*2=48.8 мм
da4к = 179.2+2*2=183.2 мм
Определяем диаметр впадин шестерни df, мм, по формуле
df = d - 2.5mt, (54)
df3ш = 44.8-2,5*2=39.8 мм
df4к = 179.2-2,5*2=174.2 мм
Определяем ширину венца зубчатого колеса, мм, по формуле
b2= aw*шa, (55)
b2ш= 112 *0.4 = 44,8 мм
b1ш = 44,8 + (2…6) (56)
b1ш = 44,8 + 4=48,8 мм
Определение фактического межосевого расстояния бщ, мм,
AW=d3+d4/2 (57)
Aw=44.8+179.2/2=112 mm
Отклонение межосевого расстояния бщ, мм,
Дбщ = *100%, (58)
б2щ = = 0% мм
Проверяем пригодность заготовок колёс согласно условию: Таблица 3.2 [3],
Dзаг Dпред (59)
где Dпред - предельный диаметр заготовки шестерни, мм.
Dпред = dа + 6, (60)
D1пред =43+6 = 49 мм
D2пред = 48.8+6 = 54.8 мм
49 < 125
54.8<125
Геометрические параметры зубчатой передачи сведены в таблицу 2.3.
Таблица 2.3 - Геометрические параметры зубчатой передачи
|
Параметр |
1 ступень |
2 ступень |
|
|
Межосевое расстояние бщ, мм |
80 |
112 |
|
|
Модуль зацепления m, мм |
1.5 |
2 |
|
|
Ширина зубчатого венца b, мм: Шестерни Колеса |
32 36 |
54 60 |
|
|
Число зубьев z: Шестерни Колеса |
26 78 |
48.8 44.8 |
|
|
Диаметр делительной окружности d, мм: Шестерни Колеса |
40 120 |
44.8 179.2 |
|
|
Диаметр окружности вершин da, мм: Шестерни Колеса |
43 123 |
48.8 183.2 |
|
|
Диаметр окружности впадин df, мм: Шестерни Колеса |
36.25 116.25 |
39.8 174.2 |
Дальнейшие расчёты и конструирование ведутся по фактическим межосевому расстоянию и основным параметрам передачи.
2.2.6 Определение силовых параметров зацепления
Косозубая передача
К силовым параметрам зацепления передачи относятся окружная сила Ft и радиальная Fr и осевая Fa.
Определяем окружную скорость V, м/с в зацеплении и задаёмся степенью точности передачи. Таблица 14 [1]
V = , (61)
V1 = 3 м/с.
По таблице 15 [2] определяем степень точности изготовления колёс в зависимости от окружной скорости.
Точность изготовления колёс принимаем равной 9, так как предельная окружная скорость лежит в пределах 2 м/с.
Определяем значение окружной силы Ft, Н, в зацеплении по формуле
Ft = , (62)
Ft1 = = 1032.16 Н.
Определяем значение радиальной силы Fr, Н, в зацеплении по формуле
Fr = Ft ? tgб /cosв, (63)
где б = 20° - угол профиля нормального эвольвентного зуба с19 [2].
Fr1 = 1032.16*0,364/0,975=385,3 Н
Определяем значение осевой силы Fа, Н, в зацеплении по формуле
Fr = Ft ? tgв, (64)
Fr1 = 1023.16*0,24=245.5 Н
Ft-вызывает изгиб и кручение
Fa и Fr-вызывает только изгиб
Тихоходная передача
К силовым параметрам зацепления передачи относятся окружная сила Ft и радиальная Fr.
Определяем окружную скорость V, м/с в зацеплении и задаёмся степенью точности передачи. Таблица 3,8 [1]
V = , (65)
V2 = 1,12 м/с.
По таблице 15 [2] определяем степень точности изготовления колёс в зависимости от окружной скорости.
Точность изготовления колёс принимаем равной 9, так как предельная окружная скорость лежит в пределах 6 м/с.
Определяем значение окружной силы Ft, Н, в зацеплении по формуле
Ft = , (66)
Ft = = 2656 Н.
Определяем значение радиальной силы Fr, Н, в зацеплении по формуле
Fr = Ft ? tgб/соsB, (67)
где б = 20° - угол зацепления с19 [2].
Fr2 = 2656 *0.364/0.982 = 984,50 Н.
2.2.7 Проверочный расчёт передачи по контактным [н] и изгибным [F] напряжениям
Быстроходная передача
Определяем контактные напряжения в передаче по формуле
(68)
где К - вспомогательный коэффициент;
КНв - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;
КНн - коэффициент динамической нагрузки.
Вспомогательный коэффициент К = 376 для прямозубых передач.
Принимаем КНв = 1,02 Таблица 10 [2], КНн = 1,04 Таблица 16 [2]
КНб = 1,1 Таблица 15 [2]
= 419 Н/мм2.
Сравниваем полученное значение контактного напряжения с допускаемым
ун [ун] (69)
419 Н/мм2 < 496 Н/мм2
Условие выполнятся.
Производим проверку напряжения изгиба зубьев шестерни уF4, Н/мм2 и колеса уF5, Н/мм.
, (70)
, (71)
где KF - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;
-коэффициент динамической нагрузки;
- коэффициент формы зуба шестерни;
- коэффициент формы зуба колеса;
Принимаем KF = 0,8. Таблица 10 [2], = 1,02; Таблица 16 [2], YF1 = 3,6 и YF2 = 3,88. Таблица 17 [2], Yв = 0,9 для косозубой шестерни.
Н/мм2
Н/мм2
По формуле [GH] условие прочность соблюдается, т.к. GH = 330,6 Н/мм2 меньше [G H] = 469,8 Н/мм2. Недогрузка составляет 9.57%. Что допустимо.
Тихоходная передача
Определяем контактные напряжения в передаче по формуле
(72)
Вспомогательный коэффициент К = 376 для прямозубых передач.
Принимаем КНв = 1 Таблица 10 [2], КНн = 1,06 Таблица 16 [2]
= 519,8 Н/мм2.
Сравниваем полученное значение контактного напряжения с допускаемым
ун [ун] (73)
519,8 Н/мм2 < 496 Н/мм2
Условие не выполнятся, определяем процент недогрузки по формуле
, (74)
Процент недогрузки по контактному напряжению находится в пределах допускаемого (формула (2.19)).
Производим проверку напряжения изгиба зубьев шестерни уF4, Н/мм2 и колеса уF5, Н/мм.
, (75)
, (76)
Принимаем KF = 0,8. Таблица 10 [2], = 1,01; Таблица 16 [2], YF3 = 3,6 и YF4 = 3,60. Таблица 17 [2], Yв =0,922 для косозубой шестерни.
Н/мм2
Н/мм2
По формуле [GH] условие прочность соблюдается, т.к. GH = 469,8 Н/мм2 меньше [G H] = 496 Н/мм2. Недогрузка составляет 5,28%. Что допустимо.
2.2.8 Проектный расчёт валов
Предварительный расчёт валов
Для предварительного расчёта валов рекомендуется принять [ф]-1 = 20 - 30 Н/мм2. с 21 [2].
Принимаем [ф]-1 = 25 Н/мм2.
Определяем диаметры выходных концов валов редуктора, dв, мм, по формуле
, (77)
где dк - диаметр выходного конца соответствующего вала,
Т - крутящий момент на соответствующем валу.
Определяем диаметр конца быстроходного вала, dк1, мм, диаметр концов промежуточного вала dк2 и диаметр выходного конца тихоходного вала, dк3, мм.
Dв1 = dдв(0,8 - 1,2) = 32 мм (78)
Диаметр выходного вала d1=30 мм
Диаметр вала под подшипник dп1=35
мм
Диаметр выходного вала d3=26 мм
Диаметр вала под колесо dк2=28 мм
Диаметр вала под подшипник dп2=20 мм
мм
Диаметр выходного вала d3=38 мм
Диаметр вала под подшипник dп3=40 мм
Диаметр вала под колесо dk3=45 мм
Длины выходных концов валов lВi, мм, принимаем конструктивно в соответствии с размерами звеньев, закреплённых на них.
Значения диаметров валов приведены в таблице 6.
Таблица 2.4 - Сводная таблица диаметров валов
|
Диаметр вала |
Быстроходный вал |
Тихоходный вал |
Промежуточный вал |
|
|
Диаметр выходного конца, мм |
30 |
36 |
26 |
|
|
Диаметр под подшипниками, мм |
35 |
40 |
20 |
|
|
Диаметр под колесом, мм |
- |
45 |
28 |
Для того чтобы установить тип подшипника используем условие для конических подшипников:
, (79)
где Fa - осевая сила, кН.
Так как в косозубой передаче Fa>0, выбираем конические роликовые подшипники лёгкой серии (ГОСТ 333-79). Таблица В2 [3]
Параметры выбранных подшипников приведены в таблице 2.5.
Таблица 2.5 - Параметры роликовых конических подшипников
|
Вал |
Обозначение |
dр, мм |
D, |
В, мм |
с, мм |
Cr, кН |
Cor, кН |
|
|
Быстроходный |
7207 |
35 |
72 |
17 |
15 |
38,5 |
26,0 |
|
|
Тихоходный |
7208 |
40 |
80 |
20 |
16 |
46,5 |
32,5 |
|
|
Промежуточный |
7204 |
20 |
47 |
14 |
12 |
21,0 |
13,0 |
Список источников
1. Конструирование узлов и деталей машин /П.Ф. Дунаев, О.П. Лепиков. - М.: «Высшая школа» 1998. - 447 с.
2. Прикладная механика /Э.М. Михайлоский. - Красноярск: 1997. -63 с.
3. Курсовое проектирование деталей машин /А.Е. Шейнблит. - Калининград: «Янтарный сказ» 2002. - 454 с.
4. Справочник конструктора машиностроителя, том 2. /В.И. Анурьев. - М.: «Машиностроение» 1982. - 584 с.
5. Проектирование рам и плит привода /Н.И. Галибей, Г.А. Мау. - Красноярск: 1991. - 23 с.
Размещено на Allbest.ru
...Подобные документы
Кинематическая схема и расчет двухступенчатого привода. Выбор двигателя, материала червячной и зубчатых передач. Вычисление параметров валов и подшипников качения, подбор призматических шпонок. Конструирование корпуса редуктора, его узлов и деталей.
курсовая работа [1007,3 K], добавлен 13.03.2013Проектирование привода к цепному конвейеру: выбор электродвигателя и кинематические вычисления, расчет червячной и цилиндрической передачи редуктора. Конструирование валов, эскизная компоновка редуктора. Определение нагрузок, действующих на валы.
курсовая работа [347,3 K], добавлен 12.06.2011Кинематический и энергетический расчет привода. Расчет клиноременной и червячной передач. Конструирование и определение размеров зубчатых колес и элементов корпуса редуктора. Проектирование и расчет валов. Расчет шпоночных соединений и выбор подшипников.
курсовая работа [242,3 K], добавлен 01.03.2010Подбор электродвигателя и определение номинальной мощности на выходе привода. Использование двухступенчатой червячной передачи. Расчет быстроходной и тихоходной передачи, валов редуктора и конструирование червячных колес. Параметры корпуса редуктора.
курсовая работа [265,6 K], добавлен 23.10.2011Описание устройства и работы привода двухступенчатого цилиндрического редуктора; выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет. Расчёт передач валов, муфт, подбор подшипников. Конструирование зубчатых колес, элементов корпуса; сборка редуктора.
курсовая работа [5,8 M], добавлен 14.10.2011Подбор электродвигателя привода, его силовой и кинематический расчеты. Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба. Параметры цилиндрической зубчатой передачи. Эскизная компоновка редуктора. Вычисление валов и шпонок, выбор муфт.
курсовая работа [1,6 M], добавлен 17.09.2012Расчет часовой производительности, теплового баланса действующей червячной машины, теплопереноса через стенку гильзы, теплового баланса червячной машины с разработанной "мокрой" гильзой. Расчет и выбор геометрических параметров червяка и мощности привода.
курсовая работа [512,1 K], добавлен 27.11.2013Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Подбор подшипников тихоходного вала. Оценка прочности шпоночных соединений. Конструирование элементов корпуса редуктора. Расчет червячной передачи, валов редуктора и крутящих моментов на них.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 07.06.2010Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Определение параметров зубчатой и ременной передачи. Ориентировочный расчет валов редуктора. Вычисление размеров шестерен и колес, корпуса и крышки. Подбор шпонок. Подбор и проверка подшипников.
курсовая работа [1,6 M], добавлен 08.04.2019Данные 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 22.03.2015Основные кинематические и энергетические параметры привода. Крутящие моменты на валах. Расчет червячной передачи редуктора. Эскизная компоновка. Подбор подшипников, проверочный расчет валов. Смазывание червячной передачи. Расчет резьбовых соединений.
контрольная работа [189,5 K], добавлен 17.10.2013Расчет цилиндрического двухступенчатого редуктора к приводу станции ленточного конвейера. Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода. Конструкция быстроходной и тихоходной цилиндрических ступеней редуктора. Расчет валов, подбор смазки.
курсовая работа [1,0 M], добавлен 27.03.2016Расчет червячной передачи. Силы, действующие в зацеплении червячной передачи. Проверка червяка на прочность и жесткость. Предварительный расчет валов. Эскизная компоновка и предварительные размеры. Подбор подшипников. Конструирование корпуса.
курсовая работа [1,4 M], добавлен 27.11.2006Подбор электродвигателя. Определение частот вращения и вращающих моментов на валах. Расчет червячной передачи. Определение допускаемых контактных напряжений. Материалы шестерни и колеса. Эскизное проектирование. Расчет валов на статическую прочность.
курсовая работа [2,1 M], добавлен 06.08.2013Проектирование привода электродвигателя транспортирующей машины: кинематические расчеты и рабочие чертежи ступеней редуктора; геометрических параметров передачи; цепной передачи; конструирование звездочек; вала редуктора; муфт, шпонок и подшипников.
курсовая работа [5,3 M], добавлен 23.10.2011Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса. Подбор муфты для привода. Расчет закрытой червячной передачи. Предварительный расчёт валов. Проверка прочности шпоночных соединений. Посадка деталей редуктора. Выбор сорта масла и сборка редуктора.
курсовая работа [333,9 K], добавлен 26.09.2014Силовой расчет привода. Расчет зубчатой передачи редуктора. Проектировочный и проверочный расчеты валов, колес, корпуса редуктора и подшипников. Выбор шпонок и проверка их на прочность. Цилиндрические и конические передачи с прямыми и косыми зубьями.
курсовая работа [745,8 K], добавлен 24.03.2012Оптимизация выбора привода. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Определение скорости вращения валов. Расчет и проектирование червячной передачи. Проверка расчетного контактного напряжения. Коэффициент запаса прочности червячного вала.
курсовая работа [171,1 K], добавлен 06.05.2012Разработка привода ленточного транспортёра, предназначенного для перемещения отходов производства (древесная щепа). Выбор электродвигателя по требуемой мощности и частоте вращения. Выбор муфт и подшипников. Расчет валов, сборка редуктора и монтаж привода.
курсовая работа [1,7 M], добавлен 06.12.2009Проектирование прямозубого редуктора. Выбор электродвигателя привода. Расчетное напряжение изгиба в опасном сечении зуба шестерни. Конструктивные размеры зубчатых колес и элементов корпуса. Основные параметры зубчатой пары. Ориентировочный расчет валов.
курсовая работа [32,1 K], добавлен 04.01.2011
