Привод цепного конвейера
Кинематический расчет привода цепного конвейера, коэффициента полезного действия, потребной мощности электродвигателя, общего передаточного отношения. Определение реакции опор и построение эпюр изгибных и крутящих моментов редуктора. Выбор и расчет муфты.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 14.04.2014 |
| Размер файла | 586,0 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/
Государственный комитет рыбного хозяйства Украины
Керченский морской технологический институт
Кафедра инженерной механики
Курсовой проект
по дисциплине «Детали машин»
Тема проекта: Привод цепного конвейера
г. Керчь
Содержание
1. Кинетический расчёт привода и выбор электродвигателя
2. Расчёт первой ступени цилиндрической передачи
3. Расчёт второй ступени цилиндрической передачи
4. Расчет цепной передачи
5. конструктивные размеры шестерни и колеса
6. Конструктивные элементы корпуса и крышки редуктора
7. Предварительный расчёт валов
8. Выбор и расчет на долговечность подшипников качения
9. Схема сил привода
10. Определения реакции опор и построение эпюр изгибных и крутящих моментов редуктора
11. Уточненный расчет валов редуктора в опасных сечениях
12 Расчет шпоночных соединений
13. Выбор муфты и расчет муфты
14. Выбор смазки и расчет объема и высоты уровня масла
15. Сборка редуктора
Литература
1. Кинетический расчёт привода и выбор электродвигателя
Проведем кинематический расчет привода цепного конвейера, схема которого изображена на рис.1, при заданном тяговые усилие на цепи конвейера F=8 кH, скорости цепи конвейера V=0,50 м/с, шаг цепи t = 125 и число зубьев ведущей звездочки конвейера Z = 7.
Рисунок 1
Коэффициент полезного действия привода
конвейер электродвигатель редуктор муфта
где: 1 = 0,98 - КПД, учитывающее потери в муфте
2, 4, 5, 7 = 0,99 - КПД, учитывающее потери в паре подшипников,
3, 6 = 0,97 - КПД, учитывающее потери в цилиндрических передачах,
8 = 0,92 - КПД, учитывающее потери в цепной передаче.
Потребная мощность электродвигателя.
Частота вращения привода на выходе.
отсюда выводим
Предварительный расчёт общего передаточного отношения привода
,
где U1 - передаточное число быстроходной ступени редуктора (3,15…5), примем U1=4;
U2 - передаточное число тихоходной ступени редуктора (2,5…5), примем U2 =3,15;
U3 - передаточное отношение цепной передачи (2 … 4), примем U2=3.
Потребная частота вращения электродвигателя.
берем
Подбор электродвигателя по потребной мощности и частоте вращения
;
берем двигатель серии 4А 112М4 (5,5кВт).
Определяем номинальную частоту вращения электродвигателя.
где s = 0,04…..0,06 - скольжение при номинальной нагрузке.
nс =1500 мин-1
Фактическое общее передаточное отношение привода и разбивка его по ступеням
,
, тогда предположим
U2 = 4 (передаточное отношение цепной передачи), то
(передаточное отношение цепной передачи).
Угловая скорость валов
на ведомом валу.
на промежуточном валу редуктора.
на тихоходном валу редуктора.
на валу ведущей звёздочке цепной передачи.
Частота вращения каждого вала привода
на валу двигателя.
на валу быстроходной ступени редуктора
на валу тихоходной ступени редуктора.
на валу ведущей звёздочке цепной передачи.
Вращающий момент на каждом валу привода.
На валу ведомой звёздочке цепной передачи:
.
На ведомом валу редуктора:
На промежуточном валу редуктора:
.
На первом валу редуктора:
Потребная мощность на каждом валу привода.
На валу двигателя:
;
На первичном валу редуктора:
.
На вторичном валу редуктора:
.
На третьем валу редуктора:
.
На валу ведомой звёздочке цепной передачи:
.
Полученные значения заносим в таблицу 1.
Таблица 1. Результаты кинематического расчета
|
№ п\п |
Обороты n, об/мин |
Угловая скорость, |
Мощность Р, кВт |
Момент Т, Нм |
Передаточное число ступени |
|
|
1 |
1425 |
149,14 |
4,75 |
31,8 |
4 |
|
|
2 |
356,25 |
37,29 |
4,56 |
122,28 |
||
|
3,15 |
||||||
|
3 |
113,1 |
11,84 |
4,47 |
377,53 |
||
|
3 |
||||||
|
4 |
34,27 |
3,59 |
4,2 |
1169,92 |
||
2. Расчёт первой ступени цилиндрической передачи
Выбор материала для колёса и шестерни
Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, принимаем для изготовления шестерен и колес редуктора легированную сталь 40Х.
Назначаем для колеса:
уb = 850 МПа, уТ = 550 МПа
Назначаем для шестерени:
Термообработка - улучшение, твердость НВ270
уb = 850 МПа, уТ = 700 МПа
при этом обеспечивается приработка зубьев обоих ступеней, так как условие нами выполняется
НВ1 ? НВ2 + (20...50)
НВ1 = 270 ? НВг = 240 + 30
Допускаемые контактные напряжения для колёса и шестерни.
Определим базовый предел контактной выносливости поверхности зубьев.
МПа
МПа
Согласно рекомендации, при однородной по объёму структуре материала (в нашем случае - улучшение) коэффициент безопасности
Sн = 1,1
Определяем коэффициент долговечности
, но ? 2,4
где - расчетное число циклов напряжения.
Определим его значения для каждого колеса редуктора при постоянном режиме нагрузки по формуле 3.4, [4]
где - ресурс передачи определяется по формуле 3.6, [4],
По графику на рис. 3.1, [4], определим базовое число циклов нагружения для колес твердостью НВ 240 ;
для шестерен твердостью НВ 270
Сравнивая значения NН и Nно отмечаем, что для всех колес Nн> Nно следовательно:
По формуле 3.2 [4], определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса быстроходной ступени
Расчетное допускаемое контактное напряжение для быстроходной ступени
Допускаемые напряжения изгиба
По формуле 3.8, [4], ч.1, с. 20 определим допускаемые напряжения изгиба
По формуле, приведенной в табл. 3.3 [4], ч.1 с. 20 для стали 40Х, НВ240 и НВ270 базовый предел выносливости зубьев по излому от напряжении изгиба.
Для колеса ступени
Для шестерни ступени
Принимаем коэффициент безопасности SF =1,75
В связи с тем, что передача реверсивная КFC = 0,75.
Расчетное число циклов нагружения при расчете на изгиб равно числу циклов, вычисленных нами ранее при определении допускаемых контактных напряжений, т.е. NFE = NH, тогда
Так как во всех случаях расчетное число циклов нагружения больше базового, т.е.
? NFO =4.106
поэтому принимаем
Допускаемые напряжения изгиба:
а) для шестерни
б) для колеса
Так как передача реверсивная, то допускаемые напряжения изгиба уменьшаем на 25%, ,
Проектный расчет закрытой прямозубой цилиндрической передачи
Рассчитаем первую прямозубую пару. Предварительный расчет межцентрового расстояния выполняем по формуле
Определяем предварительные значения коэффициентов, входящих в эту формулу. Для стальных прямозубых колес Ка =49.
Зубчатое колесо расположено не симметрично относительно опор, поэтому по табл. 4.1, [4], ч.II, принимаем предварительно
=0,5
При переменном режиме нагрузки [4], ч.II, с 4 предварительно принимаем , К0нв =1,05
Подставляя в формулу 4.1 выбранные нами значения
U =4; ; Кнв =1,025; ,
получим
Полученное значение округляем до стандартного ближайшего значения.
Принимаем .
Определяем рабочую ширину венца колеса
Из условия сопротивления зуба изгибной усталости определяем предварительное значение модуля передачи по формуле 5.2 [4], ч.II
где - окружная сила
- допускаемое напряжение изгиба
- рабочая ширина венца
- крутящий момент на колесе передачи
По рекомендации [4], ч. II, с.90 принимаем m = 2 мм
Определяем числа зубьев колес.
Суммарное число зубьев определим по формуле 5.3 [4], ч. II.
Число зубьев шестерни [4], ч. II
;
Принимаем Z1 =20
Число зубьев колеса [4], ч.II.с.8
;
Принимаем окончательно Z2 =80
Фактическое значение передаточного числа первой ступени
Отклонение от предварительно выбранного числа составляет
, что допускается.
Уточняем частоту вращения ведомого вала
Отклонение от заданного значения составляет 0%, что вполне допустимо.
Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле 5.4 [4], ч. II
Примечание: Округлять полученные значения не допускается.
Проверяем межосевое расстояние аw по делительным диаметрам колес по формуле 5.5.
Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям по формуле 5.7 [4], ч. II
где межцентровое расстояние.
- крутящий момент на колесе передачи
- рабочая ширина венца
U =4 - передаточное число передачи
Коэффициент нагрузки:
где = 1,1
- при переменном режиме
1,15 при
=1,24 - коэффициент динамической нагрузки выбирается по табл. 4.3 и 4.4 [4], ч.II в зависимости от окружной скорости, степени точности и твердости рабочих поверхностей зубьев.
Окружная скорость V равна
т.к. степень точности = 8 и V = 3 м/c то KHV =1,24
После подстановки найденных значений параметров получим
Отклонение составляет - допускаемая недогрузка составляет 0,8%, что допускается.
Проверочный расчет по напряжениям изгиба [4], ч. II. Определяем действующие на зуб колеса напряжения изгиба уF по формуле 5.8 [4], ч. II
где YF1 = 3,81; YF2 = 3,6 - коэффициент формы зуба [4], ч. II табл. 4.5.
Окружная сила:
КF = КFв. КFV = 1,23. 1,13 = 1,39 - коэффициент нагрузки
КFв =1,23 - при переменном режиме нагрузки
b = 50 мм - рабочая ширина венца
КFV =1,13 - коэф. формы зуба [4], ч. II табл. 4.7.
Расчет зубьев на прочность выполняем для того из колес зубчатой пары, у которого имеет меньшее значение.
В нашем случае:
Для шестерни
для колеса
Найденное значение отношения, меньше для колеса, поэтому проверку проводим для зубьев колеса
Определяем диаметры:
окружностей вершин зубьев [4], ч.II.
окружностей впадин зубьев:
Определяем силы, действующие на валы зубчатых колес по формуле 5.12 [4], ч. II
окружная сила
радиальная сила Fr - по формуле 5.13
где б =20° - угол зацепления.
Таблица 2. Результаты расчетов вносим в таблицу основных параметров быстроходной ступени редуктора.
|
Наименование параметра |
Обозначение параметра, его численное значение и ед. измерения |
|
|
1. Момент на ведомом валу |
||
|
2. Частота вращения вала: |
||
|
промежуточного |
||
|
выходного |
||
|
3. Число зубьев: |
||
|
шестерни |
Z1 =20 |
|
|
колеса |
Z2 =80 |
|
|
4. Передаточное число |
и = 4 |
|
|
5. Модуль зацепления |
т = 2 мм |
|
|
6. Диаметры делительных окружностей: |
||
|
шестерни |
||
|
колеса |
||
|
7. Материал колес |
сталь 40Х ГОСТ |
|
|
8. Твердость зубьев: |
||
|
шестерни |
НB 270 |
|
|
колеса |
HB 240 |
|
|
9 Допускаемое контактное напряжение для колеса |
||
|
10. Расчетное значение контактного напряжения |
||
|
11. Допускаемое напряжение изгиба |
||
|
12. Расчетное значение напряжения изгиба |
||
|
13. Межосевое расстояние |
||
|
14. Ширина зубчатого венца: |
||
|
шестерни |
||
|
колеса |
||
|
15. Силы, действующие в зацеплении: |
||
|
окружная |
||
|
радиальная |
||
3. Расчёт второй ступени цилиндрической передачи
Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, принимаем для изготовления шестерен и колес редуктора легированную сталь 40Х.
Назначаем для колеса:
уb = 850 МПа, уТ = 550 МПа
Назначаем для шестерени:
Термообработка - улучшение, твердость НВ270
уb = 850 МПа, уТ = 700 МПа
при этом обеспечивается приработка зубьев обоих ступеней, так как условие нами выполняется
НВ1 ? НВ2 + (20...50)
НВ1 = 270 ? НВг = 240 + 30
Допускаемые контактные напряжения для колёса и шестерни.
Определим базовый предел контактной выносливости поверхности зубьев.
МПа
МПа
Согласно рекомендации, при однородной по объёму структуре материала (в нашем случае - улучшение) коэффициент безопасности
Sн = 1,1
Определяем коэффициент долговечности
, но ? 2,4
где - расчетное число циклов напряжения.
Определим его значения для каждого колеса редуктора при постоянном режиме нагрузки по формуле 3.4, [4]
где - ресурс передачи определяется по формуле 3.6, [4],
По графику на рис. 3.1, [4], определим базовое число циклов нагружения для колес твердостью НВ 240 ;
для шестерен твердостью НВ 270
Сравнивая значения NН и Nно отмечаем, что для всех колес Nн> Nно следовательно:
По формуле 3.2 [4], определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса быстроходной ступени
Расчетное допускаемое контактное напряжение для быстроходной ступени
Для тихоходной ступени расчетное допускаемое контактное напряжение определим по материалу колеса, как более слабому звену.
Допускаемые напряжения изгиба
По формуле 3.8, [4], ч.1, с. 20 определим допускаемые напряжения изгиба
По формуле, приведенной в табл. 3.3 [4], ч.1 с. 20 для стали 40Х, НВ240 и НВ270 базовый предел выносливости зубьев по излому от напряжении изгиба.
Для колеса ступени
Для шестерни ступени
Принимаем коэффициент безопасности SF =1,75
В связи с тем, что передача реверсивная КFC = 0,75.
Расчетное число циклов нагружения при расчете на изгиб равно числу циклов, вычисленных нами ранее при определении допускаемых контактных напряжений, т.е. NFE = NH, тогда
Так как во всех случаях расчетное число циклов нагружения больше базового, т.е.
? NFO =4.106
поэтому принимаем
Допускаемые напряжения изгиба:
а) для шестерни
б) для колеса
Так как передача реверсивная, то допускаемые напряжения изгиба уменьшаем на 25%, ,
Проектный расчет закрытой прямозубой цилиндрической передачи
Рассчитаем вторую прямозубую пару, как более нагруженную и в основном определяющую габаритные размеры редуктора. Предварительный расчет межцентрового расстояния выполняем по формуле 5.1
Определяем предварительные значения коэффициентов, входящих в эту формулу. Для стальных прямозубых колес Ка =49.
Зубчатое колесо расположено не симметрично относительно опор, поэтому по табл. 4.1, [4], ч.II, принимаем предварительно
=0,4
При постоянном режиме нагрузки [4], ч.II, с 4 предварительно принимаем Кнв =1,05
Подставляя в формулу 4.1 выбранные нами значения
U =3,15; ; Кнв =1,05; ,
получим
Полученное значение округляем до ближайшего стандартного значения.
Принимаем .
Определяем рабочую ширину венца колеса
Из условия сопротивления зуба изгибной усталости определяем предварительное значение модуля передачи по формуле 5.2 [4], ч.II
где - окружная сила
- допускаемое напряжение изгиба
- рабочая ширина венца
- крутящий момент на колесе передачи
По рекомендации [4], ч. II, с.90 принимаем m=2 мм
Определяем числа зубьев колес.
Суммарное число зубьев определим по формуле 5.3 [4], ч. II.
;
Принимаем Z3 =30
Число зубьев колеса [4], ч.II.с.8
;
Принимаем окончательно Z4 =95
Фактическое значение передаточного числа второй ступени
Отклонение от предварительно выбранного числа составляет
, что допускается.
Уточняем частоту вращения ведомого вала
Отклонение от заданного значения составляет 0,63%, что вполне допустимо.
Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле 5.4 [4], ч. II
Примечание: Округлять полученные значения не допускается.
Проверяем межосевое расстояние аw по делительным диаметрам колес по формуле 5.5.
Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям по формуле 5.7 [4], ч. II
где межцентровое расстояние.
- крутящий момент на колесе передачи
- рабочая ширина венца
U =3,15 - передаточное число передачи
Коэффициент нагрузки:
где = 1,1
- при переменном режиме
1,15 при
=1,06 - коэффициент динамической нагрузки выбирается по табл. 4.3 и 4.4 [4], ч.II в зависимости от окружной скорости, степени точности и твердости рабочих поверхностей зубьев.
Окружная скорость V равна
т.к. степень точности = 9 и
V = 1,1 м/c то KHV =1,06
После подстановки найденных значений параметров получим
Отклонение составляет - допускаемая недогрузка, что допускается.
Проверочный расчет по напряжениям изгиба [4], ч. II. Определяем действующие на зуб колеса напряжения изгиба уF по формуле 5.8 [4], ч. II
где YF3 = 3,19; YF4 = 3,6 - коэффициент формы зуба [4], ч. II табл. 4.5.
Окружная сила:
КF = КFв. КFV = 1,17. 1,13 = 1,32 - коэффициент нагрузки
КFв =1,17 - при переменном режиме нагрузки
b = 50 мм - рабочая ширина венца
КFV =1,13 - коэф. формы зуба [4], ч. II табл. 4.7.
Расчет зубьев на прочность выполняем для того из колес зубчатой пары, у которого имеет меньшее значение.
В нашем случае:
Для шестерни
для колеса
Найденное значение отношения, меньше для колеса, поэтому проверку проводим для зубьев колеса
что допускается.
Определяем диаметры:
окружностей вершин зубьев [4], ч.II.
окружностей впадин зубьев:
Определяем силы, действующие на валы зубчатых колес по формуле 5.12 [4], ч. II
окружная сила
радиальная сила Fr - по формуле 5.13
где б =20° - угол зацепления.
Таблица 3. Результаты расчетов вносим в таблицу основных параметров тихоходной ступени редуктора.
|
Наименование параметра |
Обозначение параметра, его численное значение и ед. измерения |
|
|
1. Момент на ведомом валу |
||
|
2. Частота вращения вала: |
||
|
промежуточного |
||
|
выходного |
||
|
3. Число зубьев: |
||
|
шестерни |
Z3 =30 |
|
|
колеса |
Z4 =95 |
|
|
4. Передаточное число |
и = 3,17 |
|
|
5. Модуль зацепления |
т = 2 мм |
|
|
6. Диаметры делительных окружностей: |
||
|
шестерни |
||
|
колеса |
||
|
7. Материал колес |
сталь 40X ГОСТ |
|
|
8. Твердость зубьев: |
||
|
шестерни |
НB270 |
|
|
колеса |
HB240 |
|
|
9 Допускаемое контактное напряжение для колеса |
||
|
10. Расчетное значение контактного напряжения |
||
|
11. Допускаемое напряжение изгиба |
||
|
12. Расчетное значение напряжения изгиба |
||
|
13. Межосевое расстояние |
||
|
14. Ширина зубчатого венца: |
||
|
шестерни |
||
|
колеса |
||
|
15. Силы, действующие в зацеплении: |
||
|
окружная |
||
|
радиальная |
||
4. Расчет цепной передачи.
Выбираем цепь приводную роликовую однорядную ПР (по ГОСТ 13568 -- 75) и определяем шаг ее по формуле ; предварительно вычисляем величины, входящие в эту формулу:
а) вращающий момент на валу ведущей звездочки
б) коэффициент
Кi - коэффициенты, определяемые из таблицы 5.7 [5];
К1 - коэффициент, учитывающий характер нагрузки;
при ударной нагрузке К1 = 1,25;
К2 - коэффициент, учитывающий длину цепи; при оптимальном
межцентровом расстояний ; коэффициент K2 = 1;
К3 - коэффициент, учитывающий наклон передачи;
при горизонтальной передаче К3 =1;
К4 - коэффициент, учитывающий регулировку передачи;
при нерегулируемой передаче К4 = 1,25;
К5 - коэффициент, учитывающий характер смазки;
при периодической смазке К5 = 1,5;
К6 - коэффициент режима работы; при двухсменной работе
К6= 1,25.
Следовательно, коэффициент эксплуатации у нас
равен .
в) числа зубьев звездочек:
ведущей
ведомой
г) среднее значение [р] принимаем ориентировочно по табл. 7.18:
[р] = 20 МПа; число рядов цепи т = 1;
д) находим шаг цепи по формуле
По табл. 7.15 принимаем ближайшее большее значение t = 38,1 мм; проекция опорной поверхности шарнира Аоп = 394 мм2; разрушающая нагрузка
Q = 127 кН; q = 5,5 кг/м.
Проверяем цепь по двум показателям:
а) по частоте вращения -- по табл. 7.17 допускаемая для цепи с шагом
t = 38,1 частота вращения [n1] =500 об/мин, условие n1? [n1] выполнено;
б) по давлению в шарнирах - по таб. 7.18 для данной цепи при 113,1 об/мин значение [p] = 25 MПа, а с учетом примечания к табл. 7.18
[р] = 25 [1 + 0,01 (25 - 17)] = 27 МПа; расчетное давление по формуле
здесь
где
условие р1? [р1] выполнено
Определяем число звеньев цепи по формуле (7.36); предварительно находим суммарное число зубьев
поправка
; ;
По формуле
Округляем до четного числа Lt = 138
Уточняем межосевое расстояние по формуле
Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т. е. на 1273 * 0,004 ?5 мм.
Определяем диаметры делительных окружностей звездочек по формуле: ведущей
Определяем диаметры наружных окружностей звездочек по формуле: ведущей
здесь d1 -- диаметр ролика цепи; по табл. 7.15 d1 = 22,23мм;
ведомой
Определяем силы, действующие на цепь: окружная Ft = 5833,3 Н; центробежная Fv = qv2 = 5,5. 1,52,= 12,4 Н;
от провисания цепи Ff = 9,81 kf q a= 9,81 * 1,5 *5,5 * 1,27 = 102,8 Н; расчетная нагрузка на валы
FB = Ft + 2Ff =2980 + 2 * 102,8 = 3185,6 Н.
Проверяем коэффициент запаса прочности s по формуле
Нормативный коэффициент запаса прочности по табл. 7.19 [s] = 8;
условие s ? [s] выполнено.
5. Конструктивные размеры шестерни и колеса
Размеры шестерни были определены ранее, поэтому только выпишем их для удобного дальнейшего использования:
диаметр делительной окружности d1 = 40 мм;
диаметр вершин da1 = 44 мм;
диаметр впадин df1 = 36 мм;
ширина венца b1 = 50 мм;
длина ступицы шестерниlст1 =1,2.dк1 = 50 мм.
Основные геометрические размеры колеса были нами определены ранее. Для удобства дальнейшего использования выпишем их:
диаметр делительной окружности d2 = 160 мм;
диаметр вершин da2 = 164 мм;
диаметр впадин df2 = 156 мм;
ширина венцаb2 = 48 мм;
диаметр ступицы колесаdст2 =1,6.d к2 = 56 мм;
длина ступицы колесаlст2 =1,2.dк2 = 50 мм.
Острые кромки на торцах венца притупляем фасками f 0,5m, где m - модуль зацепления.
f = 0,52 = 1 (мм)
В зависимости от диаметра отверстия колеса принимаем стандартное значение фасок по таблице 4.1 из [4], то есть f = 1,6 мм
Рассчитаем основные конструктивные элементы колеса:
h 0,15b2 = 0,1548 = 7,2 (мм);
t = 0,8h = 0,87,2 = 5,76 (мм);
Sч = 2m = 22 = 4 (мм);
Sо = 1,3Sч = 1,34 = 5,2 (мм);
C = 1,25So = 1,255,2 = 6,5 (мм).
Тихоходная ступень:
Размеры шестерни.
Размеры шестерни были определены ранее, поэтому только выпишем их для удобного дальнейшего использования:
диаметр делительной окружности d3 = 60 мм;
диаметр вершин da3 = 64 мм;
диаметр впадин df3 = 56 мм;
ширина венца b3 = 50 мм;
длина ступицы шестерниlст3 = 1,2.dк3 = 50 мм.
Основные геометрические размеры колеса были нами определены ранее. Для удобства дальнейшего использования выпишем их:
диаметр делительной окружности d4 = 190 мм;
диаметр вершин da4 = 194 мм;
диаметр впадин df4 = 186 мм;
ширина венцаb2 = 48 мм;
диаметр ступицы колесаdст4 =1,6.d к4 = 80 мм;
длина ступицы колесаlст4 = 1,2.dк3 = 50 мм.
Острые кромки на торцах венца притупляем фасками f 0,5m,
где m - модуль зацепления.
f = 0,52 = 1 (мм)
В зависимости от диаметра отверстия колеса принимаем стандартное значение фасок по таблице 4.1 из [4], то есть f = 1,6 мм
Рассчитаем основные конструктивные элементы колеса:
h 0,15b2 = 0,1550 = 7,5 (мм);
t = 0,8h = 0,87,5 = 6 (мм);
Sч = 2m = 22 = 4 (мм);
Sо = 1,3Sч = 1,34 = 5,2 (мм);
C = 1,25So = 1,255,2 = 6,5 (мм).
6. Конструктивные элементы корпуса и крышки редуктора
Чтобы добиться необходимой жесткости, боковые крышки выполняем с высокими центрирующими буртиками (Н). Соединение крышек с корпусом уплотняем резиновыми кольцами круглого сечения.
Толщина стенки корпуса:
принимаем = 8 мм.
Толщины стенок боковых крышек 1 = 0,02.аБ+3= 0,02.100 + 3 5 (мм)
принимаем д = д1 = 8 мм
Толщена нижнего пояса (фланца) корпуса b = 1,5. = 1,5.8 = 12 (мм)
Толщена верхнего пояса (фланца) крышки корпуса
b1 = 1,5. 1 = 1,5. 8=12(мм)
Толщена нижнего пояса корпуса: без бобышки
р = 2,35.д = 2,35. 8 = 18,8 (мм)
Толщена ребер основание корпуса
Толщена ребер крышки
Диаметр d1 болтов для крепления редуктора к плите:
d1 = (0,03ч0,036).аБ +12 = 0,03100+12 = 15 (мм),
Принимаем М16
Диаметр болтов:
у подшипников d2 = (0,7ч0,75).d1 = 0,715 = 11 (мм),
Принимаем М 10
Соединяющих основание корпуса с крышкой
d3 =(0,5ч0,6).d1=0,615=9 (мм).
Принимаем М 10
7. Предварительный расчёт валов
Крутящие моменты в поперечных сечениях валов
ведущего Т1 = 31,8 кН.мм;
промежуточного Т2 = 122,88 кН.мм;
ведомого Т3 = 377,53 кН.мм; Т4= 1164,92 кН.мм;
Диаметр выходного конца ведущего вала при [ф]K = 25 Н/мм.
Принимаем
Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора dдв и вала dв1. Иногда принимают dдв= dв1. Некоторые муфты, могут соединять валы с соотношением
dв1: dдв ? 0,75; но полумуфты должны при этом иметь одинаковые наружные диаметры. У подобранного электродвигателя dдв= 32 мм. Примем ,
диаметры шеек подшипники ,
Значения dп должны быть кратны 5, поэтому принимаем dп1 = 25 мм
под ведущей шестерней
У промежуточного вала расчетом на кручение определяем диаметр опасного сечения (под шестерней z3) по пониженным допускаемым напряжениям [ф]K = 15 Н/мм.
Принимаем диаметр под шестерней ; под подшипники ; такой же диаметр выполним под зубчатым колесом ; под подшипники .
Целесообразно соблюдать указанное соотношение dв1: dдв и в тех случаях, когда вал электродвигателя не соединяется с ведущим валом редуктора, а между ними имеется ременная или цепная передача, при необходимости привод такого редуктора может быть осуществлен непосредственно от электродвигателя.
Ведомый вал
Рассчитываем при [ф]K = 25 Н/мм.
Диаметр выходного конца вала
Принимаем ; диаметры под подшипниками ;
Значения dп должны быть кратны 5.
Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
8. Выбор и расчет на долговечность подшипников качения
Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для валов редуктора
Для ведущего и ведомого валов выбираем
СТ40Х у которой []к = 25 МПа [-1]н = 65 МПа
Определение диаметров и предварительный подбор подшипников ведущего вала
выбираем d1 = 20 мм.
Диаметр вала под подшипник принимаем:
,
где t - высота буртика т.к. d1 = 20 мм, то t = 1,5 мм
выбираем dП1 = 25 мм.
Диаметр буртика для упора подшипника:
где r - радиус галтели вала т.к. d1 = 20 мм, то r = 2 мм
, по СТ СЭВ 280-76, получаем dб1 = 35 мм.
Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для валов редуктора
Для ведущего и ведомого валов выбираем
СТ40Х у которой []к = 25 МПа [-1]н = 65 МПа
Определение диаметров и предварительный подбор подшипников промежуточного вала
выбираем d1 = 30 мм.
Диаметр вала под подшипник принимаем:
,
где t - высота буртика т.к. d2 = 30 мм, то t = 2,5 мм
выбираем dП2 = 35 мм.
Диаметр буртика для упора подшипника:
где r - радиус галтели вала т.к. d2 = 30 мм, то r = 2 мм
, по СТ СЭВ 280-76, получаем dб2 =45 мм.
Диаметр посадочного места колеса
-- соответствует ГОСТу.
Диаметр упорного буртика колеса
выбираем dбк = 55 мм
Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для валов редуктора
Для ведущего и ведомого валов выбираем
СТ40Х у которой []к = 25 МПа [-1]н = 65 МПа
Определение диаметров и предварительный подбор подшипников ведущего вала
выбираем d3 = 40 мм.
Диаметр вала под подшипник принимаем:
,
где t - высота буртика т.к. d3 = 40 мм, то t = 2,5 мм
выбираем dП3 = 45 мм.
Диаметр буртика для упора подшипника:
где r - радиус галтели вала т.к. d3 = 40 мм, то r = 2,5 мм
, по СТ СЭВ 280-76, получаем dб1 = 55 мм.
Таблица 4. Первый этап компоновки редуктора.
|
Толщина стенки основания корпуса |
10 мм |
|||
|
Зазор между торцом шестерни (вдоль оси) и стенкой корпуса |
1 = 0,8 |
10 мм |
||
|
Зазор между зубьями колеса в радиальном направлении и стенкой корпуса |
2 = 1,2 |
10 мм |
||
|
Зазор между внутренней стенкой корпуса и подшипника |
lm = 3…6 |
5 мм |
||
|
Расстояние от наружного диаметра подшипника ведущего вала до внутренней стенки корпуса редуктора |
l1 = 15…25 |
20 мм |
||
|
Болтов |
фундаментных |
12 мм |
||
|
стяжных |
dc = 0,8 dф 10 |
10 мм |
||
|
фланцевых |
dф = (0,7…0,8)dc 8 |
10 мм |
||
|
Ширина фланца разъёма корпуса |
K1 = (2,6…2,8) dc + |
33 мм |
||
|
Длина гнёзд под подшипник |
L = K1 + (3…5) |
37 мм |
||
|
Толщина прокладок |
3 = (1,5…2) |
1,6 мм |
||
|
Толщина фланца крышки |
h1 |
12 мм |
||
|
Зазор между крышкой подшипника и муфтой |
h2 = 10…12 |
10 мм |
||
|
Зазор между ступицей звёздочки (муфты) и крышкой подшипника |
h3 = 10…12 |
10 мм |
||
|
Расстояние между опорами ведущего вала |
l = b1 + 21 + 2lm + B1 |
224 мм |
||
|
Расстояние между опорами ведомого вала |
l = b1 + 21 + 2lm + B2 |
224 мм |
||
|
Ширина подшипника ведущего вала |
B1 |
17 мм |
||
|
Ширина подшипника ведомого вала |
B2 |
19 мм |
||
|
Ширина зуба |
||||
|
Для колеса |
b2 = ba a |
72 |
||
|
Для шестерни |
b1 = b2 + (5…7) |
77 |
||
Проверка долговечности подшипников качения редуктора
Нагрузка близка к постоянной.
Kб = 1,8 спокойная нагрузка с умеренными толчками.
T <125 Kт = 1 - температурный коэффициент.
Суммарная реакция на опорах:
Эквивалентная нагрузка
где Fr1 = 831,3 Н - радиальная нагрузка,
V1 = 1 - коэффициент учитывающий вращение колец (вращение внутреннего кольца V1 = 1 и вращение внешнего кольца V1 = 1,2)
Расчет долговечности в млн. об.
Расчет долговечности в часах.
Lh тр = 9460,8 ч - требуемая долговечность.
Lh1 > Lh тр, подшипники удовлетворяют поставленным требованиям.
Нагрузка близка к постоянной.
Kб = 1,8 спокойная нагрузка с умеренными толчками.
T <125 KТ = 1 - температурный коэффициент.
Суммарная реакция на опорах:
Эквивалентная нагрузка
где Fr1 = 244 Н - радиальная нагрузка,
V1 = 1 - коэффициент учитывающий вращение колец (вращение внутреннего кольца V1 = 1 и вращение внешнего кольца V1 = 1,2)
Расчет долговечности в млн. об.
Расчет долговечности в часах.
Lh тр = 9460,8 ч - требуемая долговечность.
Lh1 > Lh тр, подшипники удовлетворяют поставленным требованиям.
Нагрузка близка к постоянной.
Kб = 1,8 спокойная нагрузка с умеренными толчками.
T <125 KТ = 1 - температурный коэффициент.
Суммарная реакция на опорах:
Подбираем подшипник по более нагруженной опоре 6
Эквивалентная нагрузка
где Fr1 = 10037 Н - радиальная нагрузка,
V1 = 1 - коэффициент учитывающий вращение колец (вращение внутреннего кольца V1 = 1 и вращение внешнего кольца V1 = 1,2)
Расчет долговечности в млн. об.
Расчет долговечности в часах.
Lh тр = 9460,8 ч - требуемая долговечность.
Lh1 > Lh тр, подшипники удовлетворяют поставленным требованиям.
9. Схема сил привода
Рисунок 2. Схема цилиндрической двухступенчатой передачи
10. Определения реакции опор и построение эпюр изгибных и крутящих моментов редуктора
Определение опорных реакций и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов для ведущего вала
Характерные точки. M1 = 0; M2 = 0,то
Строим эпюру Мy рис 2а.
Характерные точки: M1 = 0, M2 = 0, то
Строим эпюру Мха рис. 2б.
Строим эпюру T1 рис. 2в.
Проверка.
dбП1 = 35 16 верно.
Определение опорных реакций и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов для промежуточного вала
Характерные точки M3 = 0; M4 = 0, то
1 участок
при x1 = 0;
при x1 = 0,056;
2 участок
при x2 = 0;
при x2 = 0,056;
3 участок
при x3 = 0;
при x3 = 0,056;
4 участок
при x4 = 0;
при x3 = 0,056;
Строим эпюру My рис 4а
Характерные точки. M3 = 0; M4 = 0,то
1 участок
при x1 = 0;
при x1 = 0,056;
2 участок
при x2 = 0;
при x2 = 0,056;
3 участок
при x3 = 0;
при x3 = 0,056;
4 участок
при x4 = 0;
при x4 = 0,056;
Строим эпюру Мxa рис. 4б
Строим эпюру T2 рис. 4в.
Проверка.
dбП2 =30 27 Верно.
Определение опорных реакций и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов для ведомого вала
Характерные точки M3 = 0, то
1 участок
при x1 = 0;
при x1 = 0,056;
2 участок
при x2 = 0;
при x2 = 0,112;
3 участок
при x3 = 0;
при x3 = 0,056;
Строим эпюру My рис 4а
Характерные точки. M3 = 0, то
1 участок
при x1 = 0;
при x1 = 0,056;
2 участок
при x2 = 0;
при x2 = 0,112;
3 участок
при x3 = 0;
при x3 = 0,056;
4 участок
при x4 = 0;
при x3 = 0,1;
Строим эпюру Мxa рис. 4б
Строим эпюру T2 рис. 4в.
Проверка.
dбП2=55 43 Верно.
11. Уточненный расчет валов редуктора в опасных сечениях
Примем, что нормальное напряжения от изгиба изменяется по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности n для опасных сечений и сравнение их с требуемыми (допускаемыми) значениями [n]. Прочность соблюдена при n ? [n].
Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.
Материал вала - легированная сталь 40Х, термообработка - улучшение.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
Сечение А--А. В этом сечении при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту возникают только касательные напряжения. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
При d = 25 мм; b = 8 мм; t1 = 4 мм
Принимаем kф = 1,6, еф = 0,79 и шф = 0,1.
После подстановки
Сечение Б-Б. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки kу = 1,85 и kф = 1,8; масштабный фактор еу = еф = 0,8; коэффициенты шу = 0,1 и шф = 0,1.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости Мх = 85,6 Н. м.
Изгибающий момент в вертикальной плоскости Мy = -31,15 Н. м.
Суммарный изгибающий момент в сечении Б-Б
Момент сопротивления кручению (d = 35 мм; b = 10 мм; t1 = 5 мм)
Момент сопротивления изгибу
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
; среднее напряжение уm = 0.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б
Промежуточный вал.
Материал вала - легированная сталь 40Х, термообработка - улучшение.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
Сечение А-А. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки kу = 1,85 и kф = 1,8; масштабный фактор еу = еф = 0,75; коэффициенты шу = 0,1 и шф = 0,1.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости Мх = 29,96 Н. м.
Изгибающий момент в вертикальной плоскости Мy = -10,9 Н. м.
Суммарный изгибающий момент в сечении Б-Б
Момент сопротивления кручению (d = 35 мм; b = 10 мм; t1 = 5 мм)
Момент сопротивления изгибу
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
; среднее напряжение уm = 0.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А
Сечение Б-Б. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки kу = 1,85 и kф = 1,8; масштабный фактор еу = еф = 0,75; коэффициенты шу = 0,1 и шф = 0,1.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости Мх = -12,8 Н. м.
Изгибающий момент в вертикальной плоскости Мy = 4,6 Н. м.
Суммарный изгибающий момент в сечении Б-Б
Момент сопротивления кручению (d = 35 мм; b = 10 мм; t1 = 5 мм)
Момент сопротивления изгибу
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
; среднее напряжение уm = 0.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б
Материал вала - легированная сталь 40Х, термообработка - улучшение.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
Сечение А-А. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоно
чной канавки kу = 1,85 и kф = 1,8; масштабный фактор еу = еф = 0,715; коэффициенты шу = 0,1 и шф = 0,1.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости Мх = 294,6 Н. м.
Изгибающий момент в вертикальной плоскости Мy = 81 Н. м.
Суммарный изгибающий момент в сечении А-А
Момент сопротивления кручению (d = 45 мм; b = 14 мм; t1 = 5,5 мм)
Момент сопротивления изгибу
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
; среднее напряжение уm = 0.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А
Сечение Б--Б. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом и , принимаем шу = 0,15 и шф = 0,1.
Осевой момент сопротивления
Амплитуда нормальных напряжений
; среднее напряжение уm = 0.
Полярный момент сопротивления
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б
12 Расчет шпоночных соединений
Рассчитаем шпоночное соединение для входного вала с муфтой. Шпонку выбираем призматическую по ГОСТ 23360-78. Размеры шпонки выбираем по таблице 19.11 из [4]:
- сечение b h = 8 7 мм;
- фаска 0,3 мм;
- глубина паза вала t1 = 4 мм;
- глубина паза ступицы t2 = 3,3 мм;
- длина l = 40 мм.
Шпонка призматическая со скругленными торцами. Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.
Передаваемый момент Т = 31,8 Нм.
см < []см, следовательно, допустимо установить муфту из чугуна СЧ20
Соединение вал-колесо.
Шпонку выбираем призматическую по ГОСТ 23360-78. Размеры шпонки выбираем по таблице 19.11 из [4]:
- сечение b h = 8 7 мм;
- фаска 0,3 мм;
- глубина паза вала t1 = 4 мм;
- глубина паза ступицы t2 = 3,3 мм;
- длина l = 40 мм.
Шпонка призматическая со скругленными торцами. Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.
При чугунной ступице []см = 70…100 МПа.
Передаваемый момент Т = 31,8 Нм.
см < []см, следовательно, допустимо установить муфту из чугуна СЧ20
Рассчитаем шпоночные соединения для промежуточного вала.
Соединение вал-колесо.
Шпонку выбираем призматическую по ГОСТ 23360-78. Размеры шпонки выбираем по таблице 19.11 из [4]:
- сечение b h = 10 8 мм;
- фаска 0,5 мм;
- глубина паза вала t1 = 5 мм;
- глубина паза ступицы t2 = 3,3 мм;
- длина l = 45 мм.
Шпонка призматическая со скругленными торцами. Материал шпонки - сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:
При чугунном центре колеса []см = 70…100 МПа.
Передаваемый момент Т = 122,28 Нм.
см < []см, следовательно, допустимо центр червячного колеса изготовить из серого чугуна СЧ20
Шпонку выбираем призматическую по ГОСТ 23360-78. Размеры шпонки выбираем по таблице 19.11 из [4]:
- сечение b h = 10 8 мм;
- фаска 0,5 мм;
- глубина паза вала t1 = 5 мм;
- глубина паза ступицы t2 = 3,3 мм;
- длина l = 45 мм.
Шпонка призматическая со скругленными торцами. Материал шпонки - сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:
При чугунном центре колеса []см = 70…100 МПа.
Передаваемый момент Т = 122,28 Нм.
см < []см, следовательно, допустимо центр червячного колеса изготовить из серого чугуна СЧ20
Шпонку выбираем призматическую по ГОСТ 23360-78. Размеры шпонки выбираем по таблице 19.11 из [4]:
- сечение b h = 14 9 мм;
- фаска 0,5 мм;
- глубина паза вала t1 = 5,5 мм;
- глубина паза ступицы t2 = 3,8 мм;
- длина l = 48 мм.
Шпонка призматическая со скругленными торцами. Материал шпонки - сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:
При чугунном центре колеса []см = 70…100 МПа.
Передаваемый момент Т = 377,53 Нм.
см < []см, следовательно, допустимо центр червячного колеса изготовить из серого чугуна СЧ20
Шпонку выбираем призматическую по ГОСТ 23360-78. Размеры шпонки выбираем по таблице 19.11 из [4]:
- сечение b h = 10 8 мм;
- фаска 0,5 мм;
- глубина паза вала t1 = 5 мм;
- глубина паза ступицы t2 = 3,3 мм;
- длина l = 63 мм.
Шпонка призматическая со скругленными торцами. Материал шпонки - сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:
При чугунной ступице []см = 100…120 МПа.
Передаваемый момент Т = 377,53 Нм.
см < []см, следовательно, допустимо установить муфту из стали 45
13. Выбор муфты и расчет муфты
Исходные данные известные из предыдущих расчетов:
вращающий момент на валу Т = 31,8 Нм;
частота вращения входного вала n = 356,25 об/мин;
диаметр консольного участка вала d1 = 15 мм;
диаметр консольного участка двигателя d2 = 32 мм.
Так как диаметры консольного участка вала (15 мм) и консольного участка двигателя (32 мм) неодинаковы, то муфта, соединяющая их, будет нестандартная. Правую полумуфту выберем по ГОСТ 21424-75 для
d = 32 мм: D = 140 мм; l = 58 мм. Левую полумуфту изготовим сами для
d = 15 мм: D = 140 мм; l = 58 мм. Длина всей муфты L = 120 мм.
Тип муфты - с цилиндрическими отверстиями.
Определяем напряжение:
14. Выбор смазки и расчет объема и высоты уровня масла
Скорость скольжения в быстроходной паре V = 3 м/с и рекомендуемая вязкость масла х50 = 81,5 сСт. Контактные напряжения Н = 523,05 МПа. Скорость скольжения в тихоходной паре V = 1,1 м/с и рекомендуемая вязкость масла х50 = 118 сСт. Контактные напряжения Н = 471,7 МПа. Среднее значение х50 = 100 сСт. По таблице 8.10 из [4] выберем масло И-100А.
Используем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы зубчатые колеса был в него погружен на глубину hм:
hм max 0,25d2 = 0,20160 = 30 (мм);
hм min = hм max- 2m = 22 = 25 (мм)
При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса, откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей, в том числе и подшипники.
Объем масляной ванны V = 0,65Pпот = 0,654,9 = 3,185 л.
15. 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 мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80--100 °С;
на промежуточный закладывают шпонку 10X8Х45 и напрессовывают шестеренку, затем зубчатое колесо и шестеренку; до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.
в ведомый вал закладывают шпонку 10 X8Х45 и напрессовывают зубчатое колесо, затем шестеренку и зубчатое колесо, до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца 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 конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок; регулируют тепловой зазор, подсчитанный по формуле. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию, по программе, устанавливаемой техническими условиями.
Литература
1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя, 6-е издание. -- М.: Машиностроение, 1982. ТЗ. - 576 с.
2. Иванов М.И. Детали машин,6-е изд. -- М.: Высшая школа, 1934. -- 383 с.
3. Кузьмин. А.В. и.др. Курсовое проектирование деталей машин: Справочное пособие, ч I и ч.II. -- Минск: Высшая школа, 1982.
4. Чернавский С.А., Ицкович Г.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1979. 351 с.
5. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. М.: Высшая школа, 1990. - 400 с.
6. Курсеитов С.И. Мифиони П.К. Методические указание для выполнения курсового проекта по дисциплине “Детали машин”. Керчь, 2004 - 82 с.
Размещено на Allbest.ru
...Подобные документы
Данные 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 22.03.2015Описание назначения и устройства проектируемого привода цепного сборочного конвейера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Определение допускаемых напряжений. Проектный расчет валов, подбор подшипников. Расчет тихоходного и промежуточного вала.
курсовая работа [1,4 M], добавлен 09.08.2010Кинематический и энергетический расчет привода цепного конвейера. Расчет редуктора. Проектный расчет валов, расчет на усталостную и статическую прочность. Выбор подшипников качения. Расчет открытой зубчатой передачи. Шпоночные соединения. Выбор муфт.
курсовая работа [146,3 K], добавлен 01.09.2010Основные требования, предъявляемые к вертикальному валу цепного конвейера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Определение передаточного числа привода и его ступеней. Расчет цилиндрической зубчатой передачи. Допускаемые контактные напряжения.
курсовая работа [1,1 M], добавлен 20.01.2013Проект одноступенчатого горизонтального конического прямозубого редуктора. Выбор электродвигателя привода цепного конвейера. Расчет клиноременной и цепной передач, зубчатых колес, валов; компоновка редуктора, кинематические и силовые характеристики.
курсовая работа [680,5 K], добавлен 23.10.2011Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Определение параметров закрытой и клиноременной передач, элементов корпуса. Эскизная компоновка и расчет валов. Вычисление шпоночного соединения и подшипников качения. Выбор муфты и смазки редуктора.
курсовая работа [772,0 K], добавлен 18.03.2014Описание электромеханического привода ленточного транспортера. Выбор электродвигателя и расчет его мощности. Кинематический и геометрический расчет редуктора. Выбор опор валов. Расчет передаточного отношения редуктора, времени разгона и выбега привода.
курсовая работа [309,2 K], добавлен 25.09.2012Проектирование привода цепного контейнера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Червячный редуктор, зубчатая передача, валы и корпус редуктора. Основные этапы компоновки и сборки редуктора, посадки его основных деталей. Выбор сорта масла.
курсовая работа [830,6 K], добавлен 29.11.2011Цепной транспортер: краткое описание, принцип работы и его назначение. Кинематический расчет привода. Расчет зубчатых передач и подшипников. Проверочный расчет валов на прочность. Выбор смазки редуктора. Подбор муфты и порядок сборки привода конвейера.
дипломная работа [4,8 M], добавлен 09.07.2016Определение общего передаточного числа и выбор электродвигателя. Расчет угловых скоростей звеньев привода и крутящих моментов. Конструирование зубчатых передач редуктора, цепных передач, валов редуктора, корпусных элементов привода, фундаментальных плит.
курсовая работа [1,3 M], добавлен 23.11.2022Разработка технического проекта привода конвейера. Выбор электродвигателя, определение передаточного отношения. Расчет зубчатой передачи, размеров элементов корпуса редуктора. Проектирование валов. Подбор и проверка подшипников, муфты, соединений.
курсовая работа [821,4 K], добавлен 12.01.2012Определение мощности электродвигателя приводной станции конвейера; кинематических, силовых и энергетических параметров механизмов привода. Расчет клиноременной передачи. Выбор основных узлов привода ленточного конвейера: редуктора и зубчатой муфты.
курсовая работа [272,5 K], добавлен 30.03.2010Определение потребной мощности и выбор электродвигателя. Расчет подшипников и шпоночного соединения. Выбор редуктора и подбор муфт. Определение передаточного отношения привода и его разбивка по ступеням передач. Расчет вала на статическую прочность.
курсовая работа [2,9 M], добавлен 13.09.2009Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах. Подбор и проверочный расчет муфт. Расчет валов на выносливость. Описание сборки редуктора. Регулировка подшипников и зацеплений.
курсовая работа [448,1 K], добавлен 28.03.2012Разработка привода цепного транспортёра, кинематический расчет; выбор электродвигателя. Эскизное проектирование редуктора, приводного вала, упруго-компенсирующей муфты. Расчёт валов, соединений, подбор и конструирование корпусов и крышек подшипников.
курсовая работа [168,8 K], добавлен 15.08.2011Годовая производительность, временной ресурс машины. Определение мощности привода и тягового усилия, выбор цепи. Вращающие моменты на входе и выходе редуктора. Подбор подшипников для приводного вала. Компоновка привода конвейера. Выбор и расчет муфт.
дипломная работа [2,1 M], добавлен 20.09.2012Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода, тихоходной и быстроходной ступеней. Конструирование элементов передач привода, компоновка редуктора, смазывание и смазочные устройства. Выбор типов подшипников качения и скольжения, схем установки.
курсовая работа [2,3 M], добавлен 16.09.2010Энерго-кинематический расчет привода: подбор электродвигателя, определение частот вращения и крутящих моментов на валах. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений зубчатых колес. Расчет шпоночных соединений, выбор муфт и смазка редуктора.
курсовая работа [310,6 K], добавлен 01.08.2011Выбор и кинематический расчет электродвигателя. Расчет закрытой и открытой передачи. Предварительный и уточненный расчет валов. Определение сил в зацеплении закрытых передач. Расчетная схема вала редуктора. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
курсовая работа [570,2 K], добавлен 25.06.2012Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчёты привода. Определение реакций подшипников валов редуктора и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов. Выбор смазки для зацепления и подшипников. Подбор муфты, компоновка и сборка редуктора.
курсовая работа [1,3 M], добавлен 09.06.2015
