Проектирование привода с коническим редуктором и наклонной ременной передачей
Разработка технологического процесса механической обработки кондуктора, промышленные машиностроительные предприятия как область его практического применения. Кинематический и силовой расчет привода. Расчет передач, валов, шпоночных соединений и муфт.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 11.05.2015 |
| Размер файла | 834,7 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/
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ
УЧРЕЖДЕНИЕ ОБРАЗОВАНИЯ
"БАРАНОВИЧСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ"
Факультет инженерный
Кафедра МЭП
Дата регистрации работы на кафедре
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
по дисциплине "Детали машин"
Тема: "Проектирование привода с коническим редуктором и наклонной ременной передачей"
Исполнитель: студент
инженерного ф-та, гр. ТМ-31
Тельпук А.Н.
Руководитель: к. т. н., доцент
Дремук В.А.
Барановичи 2014
Реферат
Курсовая работа: ___ с., 5 рис., 7 табл., 7 источников, 2 прил.
ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ ПРОЦЕСС, МЕХНАНИЧЕСКАЯ ОБРАБОТКА, КОНДУКТОР.
Объектом и предметом исследования является технологический процесс механической обработки кондуктора.
Цель работы: разработать технологический процесс механической обработки кондуктора.
Областью возможного практического применения являются промышленные машиностроительные предприятия.
Автор подтверждает, что приведенный в работе расчетно-аналитический материал правильно и объективно отражает состояние исследуемого процесса, а все заимствованные из литературных и других источников теоретические, методологические и методические положения и концепции сопровождаются ссылками на их авторов.
________________________
(подпись студента)
Содержание
- 1. Кинематический и силовой расчет привода
- 2. Расчёт передач
- 2.1 Расчёт прямозубой конической передачи
- 2.1.1 Проектный расчёт
- 2.1.2 Проверочный расчёт
- 2.2 Расчет клиноременной передачи
- 3. Расчёт и конструирование валов
- 4. Расчёт шпоночных соединений
- 4.1 Шпоночное соединение вала быстроходного со шкивом клиноременной передачи
- 4.2 Шпоночное соединение тихоходного вала с колесом
- 4.3 Шпоночное соединение тихоходного вала со звёздочкой
- 5. Расчёт и конструирование подшипниковых узлов
- 5.1 Расчёт подшипника на быстроходном валу
- 5.2 Расчёт подшипника на тихоходном валу
- 6. Смазывание зацеплений
- 7. Выбор и проверочный расчёт муфт
- Заключение
- Список использованных источников
1. Кинематический и силовой расчет привода
Выполнение проекта следует начинать с выбора электродвигателя, для чего надо определить требуемую для привода мощность.
Требуемую мощность электродвигателя находят с учетом потерь, возникающих в приводе:
где - мощность на ведомом валу привода (кВт);
- коэффициент полезного действия привода.
где - коэффициент полезного действия конической зубчатой передачи; - коэффициент полезного действия ременной передачи. =0,98 - коэффициент полезного действия муфты
Тогда требуемую мощность электродвигателя:
Тогда требуемая частота вращения:
об/мин.
Исходя из Вт и
Назначаем двигатель 4А160П6У3.
Номинальная мощность частотой вращения вала:
Уточняем передаточные числа, где - передаточное число для конической зубчатой передачи
= 2…3 - передаточное число ременной передачи
Результаты расчетов сводим в таблицу 1.
Таблица 1
|
№ Вала |
Мощность Р, кВт |
Крутящий момент Т, н |
Частота вращения n, об/мин |
|
|
1 |
||||
|
2 |
||||
|
Пред. |
привод конический редуктор кондуктор
2. Расчёт передач
2.1 Расчёт прямозубой конической передачи
Рисунок 2.1 - Коническая передача
Исходные данные для расчета:
а) частота вращения шестерни n1= nII=388об/мин;
б) частота вращения колеса n2= nIII= 146,97об/мин;
в) передаточное число ступени Uкзп= 2,64;
г) вращающий момент на валу колеса Т2= ТIII=503,19 Н м.
д) расчетный срок службы (ресурс работы) Lh=10000ч;
2.1.1 Проектный расчёт
1. Выбор варианта термообработки зубчатых колес [1].
Принимаем вариант термообработки (Т.о.):
а) Т.о. шестерни - улучшение, твердость поверхности 269.302 НВ;
б) Т.о. колеса - улучшение, твердость поверхности 235.262 НВ;
в) марки сталей одинаковы для шестерни и колеса: 40Х;
2. Предварительное определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на сопротивление контактной усталости.
Предел контактной выносливости поверхности зубьев , соответствующий базовому числу циклов напряжений:
а) для шестерни (т. о улучшение):
В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения [ун] при расчете прямозубой конической передачи на контактную усталость принимается минимальное напряжение изи .
В нашем примере = =431,4 МПа.
3. Определение главного параметра конической передачи.
Выберем коэффициент. В [1, табл.1П. 19] в зависимости от расположения зубчатых колес относительно опор и твердости рабочих поверхностей зубьев указывается диапазон рекомендуемых значений . В указанном диапазоне рекомендуется принимать из ряда стандартных чисел: 0,15; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4 и 0,5. Данных рекомендаций допускается не придерживаться при проектировании нестандартных редукторов. Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию (рекомендация ГОСТ 12289-76).
Рассчитываем параметр г:
При НВ1<350 и НВ2<350 для кривой (принимаем коэффициент КHв= =1,10.
Зададимся коэффициентом, учитывающий влияние вида зубьев конической передачи при расчете на контактную усталость.
Для передачи с прямыми зубьями .
Внешний делительный диаметр колеса:
4. Определение геометрических параметров, используемых при расчетах на прочность.
где , =55 - число зубьев шестерни в зависимости от и U, Табл.1П 20. По значению определяем число зубьев шестерни:
Тогда число зубьев шестерни .
Определяем число зубьев колес .
Фактическое передаточное число ступени:
Определяем величины углов делительных конусов шестерни и колеса :
Внешний окружной модуль
По таблице 1П.14 [1] принимаем стандартное значение тогда окончательно
Внешний делительный диаметр шестерни
Внешние конусное расстояние и ширина зубчатого венца шестерни и колеса:
5. Выбор коэффициентов инструмента при нарезании зубчатых колес.
Для повышения сопротивления заеданию шестерню выполняют с положительным радиальным смещением (x1>0), а колесо с равным по абсолютному значению отрицательным радиальным смещением (x2=-x1):
что меньше 100HB и зубчатые колёса выполняем с радиальным смещение (высотная коррекция).
6. Предварительное определение внешнего диаметра вершин зубьев шестерни.
2.1.2 Проверочный расчёт
7. Проверка пригодности заготовок зубчатых колес и выбор материала для их изготовления.
Диаметр заготовки шестерни
Условие пригодности заготовки шестерни
Из таблицы 1П.7 [1]
Диаметр заготовки и наибольшую из величинисравниваем с предельными соответственноDпред и Sпред для принятого вида термообработки и выбираем материал для изготовления зубчатых колёс:
а) для шестерни при Т.о. улучшение для твердости поверхности 269.302 НВ для стали 40Х:
б) для колеса при Т.о. улучшение для твердости поверхности 235.362 НВ для стали 40Х:
8. Определение степени точности передачи.
Окружная скорость х (м/с) шестерни или колеса в полюсе зацепления одинакова и может быть определена:
Исходя из х=5,16 м/с для прямозубых конических передач выбираем 7-ю степень точности по таблице 1П.15, при которой допускается окружная скорость зубчатых колес до 8 м/с.
9. Уточнение допускаемого контактного напряжения при проверочном расчете на сопротивление контактной усталости.
На основании рекомендаций, принимаем параметр шероховатости Rа = 0,8 мкм и коэффициент ZR=1. Коэффициент ZV=1, т.к. х<10 м/с.
ZV - коэф-т, учитывающий влияние окружной скорости зубчатых колёс.
ZR-коэф-т, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряжений поверхности зубьев.
Тогда по формуле:
Таким образом, уточненные величины и не остались такими же, как и при предварительном расчете ввиду того, что произведение ZRZVоказалось равным 1.
Следовательно, уточненная величина расчетного допускаемого контактного напряжения не будет такой же, как и при предварительном расчете, т. е= 479,37 Мпа.
10. Проверочный расчёт передачи на сопротивление контактной усталости.
Коэффициент КНа, учитывает распределение нагрузки между зубьями= 1 - для прямозубых передач.
Уточним параметр для окончательного значения коэффициента
Коэффициент KHв уточняем по той же кривой табл.1П. 19 [1] при HB1<350 и HB2<350, что и при предварительном расчете в п.3, в зависимости от уточненной в п.7 величины =0,285. При этом коэффициент Kнв практически не изменился: KHв =1,04.
Коэффициент динамической нагрузки по табл.1П.22 [1] интерполяцией:
для 7-ой степени точности при
КН-коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку и неравномерность распределения нагрузки и между зубьями и по ширине венца;
КН--коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца,, КН=1,04.
КН - -коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении при расчёте на контактную прочность поверхности зубьев.
Определение сил, действующих в прямозубом зацеплении. Окружная сила Ftв зацеплении:
11. Определение допускаемого напряжения изгиба при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе.
Для термообработки улучшения предел выносливости при изгибе уFlim и коэффициент запаса SF:
Для шестерни при НHB1,< 350 показатель qF= 6, для колеса при НHB2< 350 аналогично qF= 6 YNmax=4.
коэффициент µF берём из п 2: для шестерни µF =0,752при qF= 6 и для колеса µF =0,752при qF= 6.
Эквивалентное число циклов напряжений NFEза расчетный срок службы Lh=10 103 часов:
На основании рекомендаций, изложенных в п.2.1, определяем коэффициенты долговечности YN1и YN2.
т. к получили , принимаем ;
Для шестерни при NFE>NFlim1 принимается YN1=1.
Для колеса при приNFE>NFlim1 принимается YN1=1.
Коэффициент запаса прочности для шестерни и колеса .
Коэффициент реверсивности передачи .
Тогда допускаемое напряжение изгиба:
12. Проверочный расчет зубьев на сопротивление усталости при изгибе.
Эквивалентное число зубьев :
Коэффициент YFS, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:
а) для шестерни
Сопротивление усталости при изгибе обеспечивается, так как выполняются условия.
13. Проверочный расчет передачи на контактную прочность при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке).
Цель данного расчета - проверка статической прочности зубьев при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке), не учтенной при расчете на сопротивление контактной усталости. Предельно допускаемое контактное напряжение:
14. Проверочный расчет передачи при изгибе пиковой нагрузкой (при кратковременной перегрузке).
Цель данного расчета - проверка статической прочности зубьев при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке), не учтенной при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе.
15. Определение сил в зацепление конической передачи.
Равнодействующую сил нормального давления FNобычно считают приложенной в среднем сечении зуба на диаметре dmи раскладывают на три составляющие: окружную силу Ft, радиальную силу Frи осевую силу Fa.
Однако, прежде чем определить силы Ft, Frи Fa, установим направление вращения шестерни конической передачи. Это направление будет зависеть от того, в каком направлении должен вращаться приводной вал.
Обычно приводные валы цепных и ленточных конвейеров нереверсивны, т.е. вращаются только в одном направлении. При этом направление вращения приводного вала выбирается таким образом, чтобы грузовая ведущая ветвь тягового элемента (цепи или ленты) набегала на приводную тяговую звездочку (у цепного конвейера) или барабан (у ленточного конвейера).
Грузовой чаще всего является верхняя ветвь тягового элемента. Для того, чтобы обеспечить указанное направление (против часовой стрелки) необходимо, чтобы шестерня конической передачи вращалась по часовой стрелке, если смотреть на нее с вершины делительного конуса.
Определим теперь величины сил Ft, FrиFaдля конической передачи.
Окружная сила на шестерне и колесе:
Ft1= Ft2= Ft= 1500,25 Н,
где Ft=1500,25 Н - см. п.10.
Далее определим остальные силы в зацеплении. Радиальная сила на шестерне:
16. Выбор осевой формы зубьев конической передачи.
В зависимости от того, как изменяются размеры сечений по длине зуба конические зубчатые колеса выполняют трех форм (ГОСТ 19326 - 73):
а) осевая форма I - пропорционально понижающиеся зубья:
Рисунок 2.2 - Осевая форма I - пропорционально понижающиеся зубья
б) осевая форма II - понижающиеся зубья
в) осевая форма III - равновысокие зубья.
Осевая форма I.
Размеры поперечных сечений зуба расчетного конического зубчатого колеса осевой формы I изменяются пропорционально расстоянию этих сечений от вершины конуса При этом все поперечные сечения зуба геометрически подобны.
На практике с целью обеспечения постоянного радиального зазора по ширине зубчатого колеса принимают углы: ?a1 = ?f2и ?a2 = ?f1. Поэтому в такой конической зубчатой передаче вершины конусов делительного и впадин соответствующего зубчатого колеса сходятся в одной точке, которая не совпадает с вершиной конуса вершин зубьев.
17. Геометрический расчёт конической передачи.
Геометрический расчет конической передачи предполагает определение:
а) внешней высоты зуба hе;
б) углов головки Иа, ножки зуба Иf, конуса вершин дaи конуса впадины дf;
в) окружной толщины зуба S;
г) внешних диаметров вершин зубьев daеи впадин dfe
д) расчетного базового расстояния А;
е) номинального диаметра d0 зуборезной головки (для передачи с круговыми зубьями);
ж) коэффициента торцового перекрытия еб.
В качестве исходных данных используют величины, полученные при расчете передачи на прочность:
а) внешние делительные диаметры dе1и dе2;
б) средние делительные диаметры dm1и dm2;
в) внешнее Reи среднее Rmконусные расстояния;
г) ширина венцов b;
д) числа зубьев z1 и z2;
е) коэффициенты радиального смещения xe1=-xe2 (для прямозубой передачи)
ж) внешний окружной модуль те (для прямозубой передачи).
При выполнении практических расчетов геометрических параметров конической передачи с прямыми зубьями согласно ГОСТ 16624-74 вычисления должны производиться со следующей точностью: линейные размеры - не ниже 0,0001 мм; угловые размеры - не ниже 1'; тригонометрические величины - не ниже 0,00001; отвлеченные величины - не ниже 0,0001, передаточные числа и коэффициенты смещения - не ниже 0,01.
При выполнении геометрического расчета следует иметь ввиду, что для конической передачи с прямыми зубьями стандартизован исходный контур во внешнем торцовом сечении, для которого в соответствии с ГОСТ 13754-81: угол профиля исходного контура б = 30°; коэффициент высоты головки исходного контура h*a= 1; коэффициент радиального зазора с*= 0,2.
По этой причине для конической передачи с прямыми зубьями высоту головки haeножки hfeзуба определяют сразу во внешнем торцовом сечении.
В дальнейших расчетах в терминах среднее торцовое сечение и внешнее торцовое сечение слово "торцовое" опускаем. Параметры передачи во внешнем сечении для краткости будем называть внешними параметрами (например, внешняя высота зуба, внешний диаметр и т.д.).
Геометрический расчёт конической передачи с прямыми зубьями осевой формы I.
Таким образом, для нашего примера мы приняли, что рассчитываемая коническая передача как с прямыми, так и с круговыми зубьями имеет осевую форму I. Геометрический расчет рекомендуется проводить в следующей последовательности.
Высота головки зуба:
а) внешняя для передачи с прямыми зубьями при
На этом и заканчивают геометрический расчёт конической передачи с осевой формой зубьев I. ГОСТ 19326-73.
2.2 Расчет клиноременной передачи
Исходные данные к расчету:
мощность на валу
частота вращения вала
передаточное число
натяжение ремня - периодическое;
работа в одну смену.
Выбор сечения ремня. По номограмме, приведенной в табл.1П.35 [1], в зависимости от мощности и частоты вращения выбираем клиновой ремень нормального сечения D и узкого сечения SPA.
Определение диаметров шкивов. По табл.1П.36 минимально допустимый расчетный диаметр ведущего шкива D-dp1min= 250 мм, а для ремня SPA-dplmin= 90 мм. В целях повышения срока службы ремней рекомендуется применять ведущие шкивы с диаметром dр1больше dp1min на 1.2 размера из стандартного ряда. Учитывая данную рекомендацию, принимаем: D-dp1 = 280 мм, а для сечения SPA-dpl= 100 мм.
При коэффициенте скольжения е= 0,01.0,02 (расчетное значение е= 0,015) диаметр dр2ведомого шкива сечения D
Принимаем стандартные значения dр2: для сечения ремня Ddр2= 710 мм; для сечения ремня SPAdр2=250 мм.
Определяем фактическое передаточное число Uфи проверяем его отклонение ДUот заданного U
Тогда для сечения ремня D:
Определение межосевого расстояния аи расчетной длины ремня l.
Предварительная величина межосевого расстояния a' ? dр2:
Тогда для сечения ремня D - а' = 710 мм.
Расчетная длина ремня l' (предварительно)
Исходя из принимаем стандартное значение: для сечения ремня D-l= 3039,4 мм, для сечения ремня SPA-l= 1072 мм. Уточняем значение межосевого расстояния а по стандартной длине l. Для сечения ремня D:
После уточнения а в обязательном порядке проводится проверка:
Для сечения ремня SPA (T= 10 мм):
Выше записанное условие выполняется как для сечения ремня D, так и для сечения ремня SPA.
Определение угла обхвата ремнем ведущего шкива б1. Угол обхвата б1 определяют по формуле Для сечения ремня D:
Определение допускаемой мощности [P], передаваемой одним клиновым ремнем в условиях эксплуатации рассчитываемой передачи.
Скорость ремня х (м/с). Для сечения ремня D:
По табл.1П.38 [1] в зависимости от полученной величины х линейным интерполированием определяем приведенную мощность [P0], передаваемую одним клиновым ремнем.
Для сечения ремня Dпри dр1 = 280 мм по ([1], табл.1П.38) имеем: х= 10м/с [Р0] = 0,75 кВт; х = 15м/с [Р0] = 1,25 кВт. Тогда при х= 14,21 м/с
По табл.1П.39 [1] коэффициент угла обхвата б1 на ведущем (меньшем) шкиве интерполированием: для сечения ремня D- (б1 = 145,5°) Сб= 0,91; для сечения ремня SPZ- (б1 = 145,8°) Сб= 0,91.
Для передаточного числа Uфкоэффициент Си интерполированием: для сечения ремня D (Uф= 2,83) Си=1,14; для сечения ремня SPA (Uф= 2,79) Си =1,14.
По табл.1 П.41 [1] при умеренных колебаниях и двухсменной работе коэффициент режима нагрузки Сp= 1,1.
Тогда допускаемая мощность, передаваемая одним клиновым ремнем в условиях эксплуатации рассчитываемой передачи:
Определение силы предварительного натяжения F0 (Н) одного клинового ремня:
Условие U< [U] = 20 c-1 гарантирует срок службы ремня 2000.3000 ч.
10. Вывод: при одной и той же передаваемой мощности применение клиновых ремней узкого сечения позволяет уменьшить габариты передачи (для сечения ремня D а= 709.997 мм, dp1= 280 мм, dp2= 710 мм, z = 8; для сечения ремня SРA а= 250 мм, dp1= 100 мм, dр2= 250 мм, z = 9).
Предварительным расчётам, в дальнейшем расчёт будем производить по сечению D.
3. Расчёт и конструирование валов
Быстроходный вал редуктора.
Эскиз вала изображен на рисунке 3.1.
Рисунок 3.1 - Эскиз ведущего вала редуктора
Принимаем материал вала сталь 40ХН. Из расчета на кручение получим диаметр выходного конца вала:
Принимаем .
Диаметр под уплотнение должен отличаться на мм - по [4] таблица 2 - от диаметра выходного конца вала. Тогда . Принимаем для возможности использования в качестве уплотнения манжеты армированной по ГОСТ 8752-79. В соответствии с рекомендациями, изложенными в [4] принимаем . Тогда, . Диаметр под подшипник, исходя из рекомендаций, .
Так как внутренние кольца подшипников стандартизированы, то принимаем . Принимаем подшипники роликовые однорядные 7210 из ГОСТ 27365-87.
Диаметр буртика принимаем . Принимаем
Приближенный расчет вала.
Смещение реакций опор в подшипниках:
Где T, d, D - геометрические параметры подшипника, e - коэффициент влияния осевого нагружения.
Изображаем вал как балку, со всеми действующими силами. Схема и эпюры моментов представлены на рисунке 3.2.
Рисунок 3.2 - Схема нагружения вала и эпюры моментов.
Определяем радиальные реакции опор:
А) в плоскости XOZ:
Исходя из стандартных размеров внутреннего кольца подшипника, принимаем Что соответствует подшипнику 7210.
Диаметр под ступицу колес принимают исходя из следующей формулы
Изображаем вал как балку, со всеми действующими силами. Схема и эпюры моментов представлены на рисунке 3.4.
Рисунок 3.4 - Схема нагружения вала и эпюры моментов.
Определяем радиальные реакции опор:
4. Расчёт шпоночных соединений
4.1 Шпоночное соединение вала быстроходного со шкивом клиноременной передачи
В зависимости от диаметра вала d=32 мм в соответствии с ГОСТ 23360-78 подобрали призматическую шпонку 108.
Шпоночное соединение проверяют на смятие:
Тогда По ГОСТ 23360-78 принимаем стандартную длину шпонки Обозначение Шпонка 10856 ГОСТ 23360-78.
4.2 Шпоночное соединение тихоходного вала с колесом
В зависимости от диаметра вала d=42 мм в соответствии с ГОСТ 23360-78 подобрали призматическую шпонку 128, .
Тогда По ГОСТ 23360-78 принимаем стандартную длину шпонки Обозначение Шпонка 128 ГОСТ 23360-78.
4.3 Шпоночное соединение тихоходного вала со звёздочкой
В зависимости от диаметра вала d=38 мм в соответствии с ГОСТ 23360-78 подобрали призматическую шпонку 108, .
Тогда По ГОСТ 23360-78 принимаем стандартную длину шпонки Обозначение Шпонка 10845 ГОСТ 23360-78.
5. Расчёт и конструирование подшипниковых узлов
5.1 Расчёт подшипника на быстроходном валу
5.1.1 Выбираем типоразмер подшипника в соответствии с данными [3] таблицы 9 стр.49 и диаметром вала в месте их установки. Принимаем подшипник 7210.
5.1.2 Выписываем основные параметры подшипника: d = 50 мм, D = 90 мм, Т = 21,75 мм, С = 56,0 кН, С0 = 40,0 кН, е = 0,37, X = 0,4, Y = 1,5.
5.1.3 Назначаем схему установки "враспор".
5.1.4 Находим радиальные реакции подшипников и . Из предыдущей главы берём раннее найденные реакции.
5.1.5 Находим осевые составляющие S1 и S2:
5.1.6 Определяем расчётные осевые силы на подшипник.
Рисунок 5.1 - Осевые нагрузки на быстроходном валу
5.1.7 Определяем коэффициенты действительного осевого нагружения. Так как подшипники в опорах установлены одинаковые, то считаем для самого нагруженного (опора "В").
5.1.8 Сравниваем e' с eгост.
следовательно не надо учитывать осевую нагрузку, действующую на подшипник.
5.1.9 Определяем требуемую динамическую грузоподъёмность подшипника:
где n - частота вращения кольца рассчитываемого подшипника, мин-1;
Lh10 - долговечность подшипника в часах при вероятности безотказной работы 90%;
р - показатель степени (для роликовых подшипников р = 10/3);
а1 - коэффициент долговечности в функции необходимой надежности;
а2 - обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации.
Тогда:
Подшипник пригоден.
5.1.10 Рассчитаем действительную долговечность подшипника
5.2 Расчёт подшипника на тихоходном валу
5.2.1 Выбираем типоразмер подшипника в соответствии с данными [3] таблицы 9 стр.49 и диаметром вала в месте их установки. Принимаем подшипник 7210.
5.2.2 Выписываем основные параметры подшипника: d = 50 мм, D = 90 мм,
Т = 21,75 мм, С = 56,0 кН, С0 = 40,0 кН, е = 0,37, X = 0,4, Y = 1,5.
5.2.3 Назначаем схему установки "враспор".
5.2.4 Находим радиальные реакции подшипников и . Из предыдущей главы берём раннее найденные реакции.
5.2.5 Находим осевые составляющие S1 и S2:
5.2.6 Определяем расчётные осевые силы на подшипник.
Рисунок 5.2 - Осевые нагрузки на тихоходном валу
5.2.7 Определяем коэффициенты действительного осевого нагружения. Так как подшипники в опорах установлены одинаковые, то считаем для самого нагруженного (опора "F").
5.2.8 Сравниваем e' с eгост.
следовательно, не надо учитывать осевую нагрузку, действующую на подшипник.
5.2.9 Определяем требуемую динамическую грузоп1одъёмность подшипника:
Подшипник пригоден.
5.2.10 Рассчитаем действительную долговечность подшипника
подшипник пригоден.
6. Смазывание зацеплений
При проектировании привода смазыванию подлежат коническая передача и подшипники. Цель смазывания - защита от коррозии, снижение интенсивности износа трущихся поверхностей, отвод тепла и продуктов износа, а так же снижение шума.
Смазывание зубчатых передач.
Для смазывания закрытых зубчатых передач широко используют картерную систему смазки - окунание зубьев колес в масло, залитое в корпус.
При картерном смазывании достаточно, чтобы погружено в масло было одно колесо из смазываемой пары.
Глубина погружения в масло конического колеса - на всю длину зуба.
Смазывание подшипников качения.
В связи с тем, что скорость вращения зубчатых колес превышает 1м/с, то смазывание подшипников качения будет происходить при разбрызгивании масла зубчатыми колесами, образования масляного тумана и попадания масла в подшипники за счет стекания его с валов и стенок корпуса.
Требуется установка маслосгонных колец, так как редуктор вертикальный.
В качестве наружных уплотнений подшипниковых узлов используем резиновую армированную манжету (по ГОСТ 8752-79).
Выбор сорта масла.
В зависимости от контактного напряжения в зацеплениях и окружной скорости передач принимаем масло индустриальное И-Г-А-46. Этим же маслом за счет разбрызгивания будут смазываться и подшипники редуктора.
7. Выбор и проверочный расчёт муфт
В курсовом проекте стандартную муфту выбирают по наибольшему диаметру концов соединяемых валов и проверяют по условию [1]:
Где - расчётный момент;
- коэффициент режима нагрузки:
Ленточные конвейеры………………………….
Цепные и винтовые конвейеры……………….
Краны, лебёдки, элеваторы…………………….
- вращающий момент на валу муфты;
- номинальный вращающий момент, передаваемый муфтой.
Полумуфты стандартных муфт закрепляются на цилиндрических концах валов только с помощью шпоночного или шлицевого соединения, а на конических концах валов только с помощью шпоночного соединения. Стандарт также допускает сочетание полумуфт с различными диаметрами посадочных отверстий d в пределах одного и того же номинального вращающего момента Т, передаваемого муфтой.
КОНСТРУИРОВАНИЕ РАМЫ
Конфигурацию и размеры сварной рамы определяют при выполнении компоновочного чертежа привода. Можно рекомендовать следующую последовательность [3] стр.256.
Вычерчивается на чертеже в масштабе контур электродвигателя. В соединении быстроходного вала редуктора с валом электродвигателя указывается ременная передача. Такая же операция проводится и на виде сверху. В результате этой компоновки находится разность высот от опорного фланца редуктора и лап электродвигателя. Также определяется местоположение отверстий для крепления редуктора и электродвигателя к раме, и крепления самого привода на фундамент.
Для крепления рамы к полу цеха применяют фундаментные болты, их расположение определяют при проектировании рамы. Диаметр и число фундаментных болтов принимают следующими:
Таблица 10.1 - Выбор фундаментных болтов
|
Длина рамы L, мм |
До 700 |
700…1000 |
1000…1500 |
|
|
Диаметр болтов, мм |
16 |
16…20 |
22…24 |
|
|
Минимальное число болтов |
4 |
6 |
8 |
Ориентировочное расстояние между болтами должно быть равно 300…500 мм. При сложной конфигурации рамы число болтов может быть увеличено. Глубина заложения болта H=150…300 мм.
ВЫБОР ПОСАДОК
К различным соединениям предъявляют различные требования в отношении точности.
Для посадок с зазором рекомендуется применять поля допусков F, G, H (f, g, h); для переходных - Js, K, M, N (js, k, m, n); для посадок с натягом - P, R, S (p, r, s). Назначаем посадки в соответствии с рекомендациями:
H7/p6 - посадка зубчатых колёс на валы;
H7/n6 - посадка полумуфт на валы;
L0/k6 - посадка внутренних колец подшипников на валы;
H7/l0 - посадка наружных колец подшипников в корпус.
СБОРКА И РЕГУЛИРОВКА РЕДУКТОРА
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают масляной краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора начиная с узлов валов.
На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники предварительно нагретые в масле до 80.100 0C.
На ведомый и промежуточный валы закладывают шпонки и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле. Собранные валы закладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, предварительно покрыв поверхность 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 распорные кольца, в подшипниковые камеры крышки закладывают солидол, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки укладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом.
Затем проверяется проворачивание валов, отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Потом ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и устанавливают маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями эксплуатации.
ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ
Техника безопасности при эксплуатации спроектированного в соответствии с заданием к данному курсовому проекту привода:
1. Следует избегать размещения спроектированного привода на открытом воздухе. Элементы привода могут сильно пострадать от дождя, холода, жары, ветра т.к. не рассчитаны на подобные условия эксплуатации на открытом воздухе. В противном случае, оборудование должно быть достаточно защищено при помощи:
укрытия;
защиты от ветра;
кожуха для токоведущих частей установки.
2. Использовать по назначению
допущенному персоналу разрешается работа с приводом только при его полной технической исправности и соблюдении всех норм и правил безопасности. Это предполагает также соблюдение рабочего режима;
питание обеспечивается при помощи переносных кабелей и кабельных барабанов.
3. Ущерб здоровью и материалу может нанести:
недопустимое снятие кожухов и защитного оборудования;
использование привода не по назначению;
превышение максимально допустимой нагрузки;
работа на токопроводящих частях.
4. Основная информация по технике безопасности:
лица, находящиеся под воздействием наркотиков, алкоголя или лекарственных препаратов, не допускаются к работам по монтажу, вводу в эксплуатацию, обслуживанию, разборке и другим работам с приводом;
любые изменения в конструкции привода должны соответствовать требованиям безопасности. Только специалистам, на основании электротехнических норм, разрешается проводить работы с электрической частью привода. В случае неполадок, работа привода должна быть немедленно остановлена, сам привод обесточен;
привод, в любом случае может представлять угрозу для жизни и здоровья при его неправильном использовании, монтаже, обслуживании и работе неквалифицированного персонала;
ответственный должен гарантировать безопасность персонала во время работы, при соблюдении им всех соответствующих мер и контролировать, чтобы привод работал только в исправном состоянии.
5. Инструкция по технике безопасности при монтаже и демонтаже:
работы по монтажу и демонтажу проводятся только специалистами;
работы по монтажу и демонтажу должны быть согласованы между исполнителем и ответственным оператором;
зона установки должна быть защищена;
при запуске должны быть приняты во внимание электротехнические правила и нормы;
должны использоваться только соответствующие, испытанные и калиброванные инструменты;
обязательно должны соблюдаться правила пожарной безопасности.
6. Инструкция по технике безопасности при вводе в эксплуатацию, после монтажа:
рабочая зона должна быть защищена;
проверить соответствие напряжения 380 В и частоты тока 50 Гц в сети;
должно быть проверено направление вращения привода;
во время ввода в эксплуатацию возможна работа в опасной зоне. Эту работу, при соблюдении соответствующих мер безопасности, может выполнять только специально подготовленный персонал.
7. Инструкция по технике безопасности при регламентных работах:
Регламентные работы подразумевают меры по обслуживанию, проверке и ремонту. Только специалистам разрешается проводить технический и электрический ремонт, а также регламентные работы. Перед началом работы с электрической схемой привода рабочие должны проверить, обесточен ли каждый привод. Ответственный оператор включает привод лишь после завершения любой из работ. При проведении регламентных работ, привод должен быть выключен, заблокирован и защищен от возможности непреднамеренного или несанкционированного пуска.
Руководствуемся при выборе общих требований безопасности ГОСТ 12.2.003 и ГОСТ 12.2.062.
Заключение
При выполнении курсового проекта по "Деталям машин" были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения.
Целью данного проекта является проектирование привода с одноступенчатым редуктором, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.
В ходе решения поставленной передо мной задачи, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.
Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении, как курсовых проектов, так и дипломного проекта.
Можно отметить, что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям.
По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.
По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.
Расчет вала показал, что запас прочности больше допускаемого.
Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников качения меньше паспортной.
При расчете был выбран электродвигатель, который удовлетворяет заданным требованиям.
Список использованных источников
1. Санюкевич Ф.М., С18 Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие - 2-е изд., испр. и доп. - Брест: БГТУ, 2004. - 488 с.
2. Дремук В.А., Горелько В.М. Расчет валов: учебн. - метод. пособие-Барановичи 2007.
3. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование. Мн.: УП "Технопринт”, 2001. М.: Машиностроение, 1979 г.416с.
4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003.496 c.
5. Шейнблит А.Е., Ш 39 Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. - М.: Высш. шк., 1991. - 432 с.
Размещено на Allbest.ru
...Подобные документы
Расчет потребной мощности и выбор электродвигателя. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений. Кинематический и силовой расчет привода. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Расчет выходного вала на усталостную прочность и шпоночных соединений.
курсовая работа [400,9 K], добавлен 27.02.2015Кинематический и силовой расчеты привода цепного конвейера с одноступенчатым коническим редуктором. Вычисление зубчатой и открытой передач, определение размеров элементов корпуса редуктора. Подбор шпоночных соединений, муфт и посадок сопряженных деталей.
курсовая работа [778,5 K], добавлен 23.10.2011Кинематический расчет привода. Расчет зубчатых передач редуктора, ременной передачи, валов редуктора. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры корпуса редуктора. Проверка подшипников на долговечность. Проверка прочности шпоночных соединений.
курсовая работа [555,6 K], добавлен 20.12.2014Энергетический и кинематический расчет привода, выбор материала, определение допускаемых напряжений для зубчатых передач. Расчет и выбор тихоходной и быстроходной зубчатых передач, валов, подшипников качения, шпоночных соединений, муфт; смазка редуктора.
курсовая работа [173,4 K], добавлен 08.09.2010Описание устройства и работы привода, его структурные элементы. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Расчет цилиндрической прямозубой быстроходной передачи. Предварительный и окончательный расчет валов, выбор муфт, соединений.
курсовая работа [1,6 M], добавлен 09.03.2012Операционная карта механической обработки. Кинематический расчет автоматической коробки передач. Расчет валов автоматической коробки скоростей на статическую прочность и шпинделя на жёсткость. Выбор и расчет шпоночных соединений. Подбор подшипников.
курсовая работа [1,5 M], добавлен 25.06.2013Энергетический и кинематический расчет привода, расчет прямозубых цилиндрической и конической передач, быстроходного, промежуточного и тихоходного валов. Расчет и подбор подшипников, шпоночных соединений, муфт. Выбор и обоснование способа смазки передач.
курсовая работа [164,4 K], добавлен 01.04.2010Проектирование привода с двухступенчатым соосным цилиндрическим редуктором и ременной передачей. Расчет валов на прочность и определение опорных реакций. Подбор шпонок и проверочный расчет их по напряжениям смятия. Выбор смазки, порядок сборки редуктора.
курсовая работа [491,6 K], добавлен 08.10.2012Расчет клиноременной передачи. Ознакомление с результатами проверочного расчета быстроходного вала на сопротивление усталости. Характеристика шпоночных соединений. Исследование процесса смазывания зацеплений, конструирования рамы и сборки редуктора.
курсовая работа [1,7 M], добавлен 02.12.2021Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Расчет зубчатой и цепной передачи редуктора. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора. Подбор подшипников для валов редуктора и шпонок, проверочный расчет шпоночных соединений.
курсовая работа [255,4 K], добавлен 25.02.2011Кинематический и силовой расчет привода. Описание и анализ привода, его структура и взаимодействие элементов. Расчет зубчатой и клиноременной передачи. Критерии выбора материала. Расчет параметров валов и шпоночных соединений, комбинированной муфты.
курсовая работа [306,3 K], добавлен 28.10.2010Кинематический расчет привода и зубчатой тихоходной передачи. Предварительный расчет валов редуктора. Определение геометрических параметров зубчатых колес и параметров корпусных деталей. Расчет подшипников качения и шпоночных соединений привода.
курсовая работа [3,3 M], добавлен 06.10.2014Кинематический и силовой расчет привода. Определение допускаемых напряжений для расчета зубьев на контактную и изгибную выносливость. Проектный расчет зубчатой передачи, подшипников качения, шпоночных соединений. Конструирование деталей редуктора.
курсовая работа [830,3 K], добавлен 05.01.2012Кинематический расчет привода. Определение фактических передаточных чисел, частоты вращения валов привода, вращающего момента на валах привода. Выбор твердости, термической обработки и материала колес. Расчет цилиндрической зубчатой и червячной передачи.
курсовая работа [369,7 K], добавлен 17.10.2013Проектирование и расчет привода, зубчатой передачи и узла привода. Силовая схема привода. Проверочный расчет подшипников качения, промежуточного вала и шпоночных соединений. Выбор смазочных материалов. Построение допусков для соединений основных деталей.
курсовая работа [2,2 M], добавлен 29.07.2010Проект механического привода, состоящего из одноступенчатого редуктора и открытой передачи. Подбор и расчёт шпоночных соединений. Проверочные (уточненные) расчёты валов на сопротивление усталости. Выбор способа и типа смазки подшипников и передач.
курсовая работа [2,2 M], добавлен 25.03.2013Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Определение параметров цилиндрической передачи редуктора, проектный расчет валов. Конструктивное оформление корпуса и крышки, оформление зубчатых колес. Расчет шпоночных соединений.
курсовая работа [769,1 K], добавлен 24.01.2016Кинематический и силовой расчет. Выбор электродвигателя. Расчет цилиндрической прямозубой передачи. Ориентировочный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры корпуса редуктора и сборка его. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений.
курсовая работа [157,0 K], добавлен 28.03.2015Кинематический и энергетический расчет привода. Подбор электродвигателя, расчет открытой передачи. Проверочный расчет шпоночных соединений. Описание системы сборки, смазки и регулировки узлов привода. Проектирование опорной конструкции привода.
курсовая работа [629,7 K], добавлен 06.04.2014Кинематический силовой расчет привода, валов и корпуса редуктора, конструирование червячного колеса. Определение силы в зацеплении. Проверка долговечности подшипника и прочности шпоночных соединений. Уточненный расчет валов. Компоновка и сборка редуктора.
курсовая работа [742,9 K], добавлен 16.03.2015
