Кінематичний та силовий розрахунок приводу

Размещено на http://www.allbest.ru/

2016

Міністерство освіти і науки України

Харківський національний університет будівництва та архітектури

Курсова робота

З дисципліни: «Прикладна механіка та основи конструювання»



Зміст

Вступ

1. Кінематичний та силовий розрахунок приводу

1.1 Кінематична схема приводу

1.2 Визначення потужності та підбір електродвигуна привода

1.3 Розрахунок зубчастих передач редуктора

1.4 Розрахунок проектних валів редуктора

1.5 Обертовий момент на валах

2. Розрахунок клинопасових передач

2.1 Загальні відомості

2.2 Порядок розрахунку клинопасової передачі

2.3 Перевірочний розрахунок

2.4 Основні геометричні параметри шківів

3. Розрахунок зубчатих передач

3.1 Вихідні дані

3.2 Розрахунок швидкохідного ступеня редуктора

4. Проектування валів

5. Підшипники

6. Підбір муфти

7. Вибір змазки зачеплення й підшипників та способи змащування елементів редуктора

8. Конструювання рами привода

Висновок

Список літератури



Вступ

Стрічковий конвеєр призначений для переміщення деталей в процесі їх виробництва від одного робочого місця до іншого. Для автоматизації процесу відводу стружки. Для автоматизації складального процесу, а також для інших різних технологічних потреб, установлюється даний стрічковий конвеєр в закритому приміщенні.

Рис 1. Схема стрічкового конвеєру

Стрічковий конвеєр складається з нескінченної гнучкої стрічки, що спирається на роликові опори, огинаючи привідний та натяжний барабани. Рух передається стрічці фрикційним способом від приводного барабана. Необхідне первинне натягнення створюється за допомогою натяжного пристрою. Даний привід складається з електродвигуна, пасової передачі, двоступінчастого редуктора, що компенсує муфти та конвеєра.

Привід має наступну конструкцію: від асинхронного двигуна обертання передається на швидкохідний вал циліндричного редуктора за допомогою пасової передачі. Зі вхідного валу редуктора обертання передається на проміжний вал при допомозі косозубої передачі. З проміжного вала обертання передається на вихідний вал редуктора, за допомогою прямозубої зубчастої передачі. Крутний момент з вихідного вала редуктора передається на вал конвеєра, за допомогою компенсуючої зубчастої муфти.

Збірка редуктора здійснюється в наступній послідовності: з початку на вали редуктора встановлюють зубчасті колеса ( пов'язані з валом за допомогою шпоночного з'єднання), потім на вал встановлюють втулки, фіксуючі зубчасті колеса в певному положенні, а потім на вал насаджують підшипники. Після цього, зібрані таким чином вали встановлюють в корпус редуктора.

Також в корпусі редуктора повинні бути встановлені: пристрій для контролю рівня масла і пристрій для зливу відпрацьованої мастильно-охолоджувальної рідини. Поверхня роз'єму редуктора покривається герметиком, і після цього встановлюється кришка редуктора. Вона кріпиться до корпусу за допомогою болтових з'єднань. На кришці корпусу є спеціальна віддушина, яка кріпиться до неї двома болтами. Потім на торцеві поверхні редуктора ставлять спеціальні прокладки і встановлюють кришки, закривають підшипникові гнізда. У наскрізних кришках попередньо встановлюють манжетні ущільнення. Кришки кріпляться на корпусі за допомогою чотирьох болтів, встановлених на одній окружності.

Збірка привода здійснюється наступним чином: на фундаменті, за допомогою спеціальних болтів, встановлюється рама, що представляє собою зварену конструкцію; на рамі кріпиться плита, на якій встановлюється електродвигун. На вихідному кінці вала електродвигуна встановлюється шків пасової передачі. Потім на рамі, за допомогою болтових з'єднань кріпиться редуктор. На вхідному валу редуктора за допомогою шпоночного з'єднання кріпиться шків пасової передачі.

Розрахунок кінематичного та силового приводу виконується згідно з завданням на проектування.

В завданні надаються вихідні данні для розрахунку:

· Передаточне число клинопасової передачі Unn = U1-2 =3;

· Частота обертання валу робочого органу npo = 30 хв-1;

· Обертальний момент на валу робочого органу Tpo = 2500 H*м;

· Номер типового режиму III;

· Строк роботи L = 5 років;

· Річний коефіцієнт режиму роботи Kр = 0.6;

· Добовий коефіцієнт використання Кд = 0.5;

· Синхронна частота двигуна nдв.с = 1500 хв-1;

· Діаметр робочого органу Dpo =300 мм.



1. Кінематичний та силовий розрахунок приводу

1.1 Кінематична схема приводу

Рис 2. Кінематична схема приводу

Д- електродвигун;

РО- робочий орган;

I,II,III,IV,V - вали;

1- ведучий шків клинопасової передачі;

2- ведений шків клинопасової передачі;

3,5- зубчасті шестерні;

4,6- зубчасті колеса;

7- муфта;

ПII,ПIII,ПIV,ПV- пари підшипників кочення.

1.2 Визначення потужності та підбір електродвигуна привода

Потужність електродвигуна визначаємо із залежності:

Pдв = Рро/?заг =7.850/0.868 = 9.043 (кВт)

Потужність робочого органа визначаємо за формулою:



Рро = Тро*щро =2500*3.14 =10290=7.850 (кВт)

Кутову швидкість робочого органа визначаємо за формулою:

щро =П*nро/30 = 3.14*30/30 = 3.14 (рад/с)

Загальний ККД, що враховує витрати «механічної енергії» визначаємо за формулою:

?заг = ?1-2*?3-4*?5-6*?7*?4n=0.96*0.98*0.98*0.97*0.994 = 0.868

За [1], стор. 14, табл..1 №604

?1-2 =0.97 - ККД клинопасової передачі;

?3-4 =?5-6=0.98 - ККД зубчастої передачі;

?7 = 0.97 - ККД муфти;

?n = 0.99 - ККД пари підшипників кочення;

n = 4 - число пар підшипників.

За потужністю та підбираємо електродвигун:

Вибираємо електродвигун 4А132М6У3, потужністю Рдв =11 кВт, nдв =1440 хв-1

1.3 Розрахунок зубчастих передач редуктора

Передаточні числа:

U1-2 = Unn =3 - передаточне число клинопасової передачі;

Uпр = nдв/npo = 1440/30= 48- передаточне число привода;

Uред= Uпр/Unn = Uпр/Unn = 48/3=16 - передаточне число редуктора;

Uтих = U5-6 =4.8 - передаточне число тихохідного редуктора

Uшв = U3-4 =Uред/U5-6 = 16/4.8=3.3 - передаточне число швидкохідного редуктора.

Частота обертання валів:

nI = nдв = 1440 хв-1 - частота обертання електродвигуна

nII = nI/U1-2 = 1440/3 = 480 хв-1

nIII = nII/U3-4 =480/3.3= 145.4 хв-1

nIV = nIII/U5-6 = 145.4/4.8 =30.3 хв-1

nV = nIV =30.3 хв-1

1.4 Розрахунок проектних валів редуктора

PI = Pдв =11кВт

PII =PI*?1-2*?n =11*0.97*0.99 = 10.5 кВт

PIII = PII*?3-4*?n = 10.5 *0.98*0.99 = 10.2кВт

PIV = PIII*?5-6*?n = 10.2*0.98*0.99 = 9.9 кВт

PV = PIV*?7*?n = 9.9*0.97*0.99 = 9.5 кВт

1.5 Обертовий момент на валах

TI = PI/щI =11000/150 = 73.3 Нм

TII = PII/щII = 10500/50 = 210Нм

TIII = PIII/щIII = 10200/15 = 680 Нм

TIV = PIV/щIV = 9900/3 = 3300 Нм

TV = PV/щV = 9500/3 = 3166.6 Нм

Кутова швидкість

щI = П*nI/30 = 150 рад/с

щII =П*nII/30 = 50 рад/с

щIII =П*nIII/30 =15 рад/с

щIV =П*nIV/30 = 3 рад/с

щV =П*nV/30 = 3 рад/с

Результат розрахунків заводимо в таблицю:

Таб. 1 Параметри валів

Вали	Частота обертання N	Потужність P, кВт	Обертовий момент T, Нм
I	1440	11	73.3
II	480	10.5	210
III	145.4	10.2	680
IV	30.3	9.9	3300
V	30.3	9.5	3166.6

За потужністю Рдв та nдв підбираємо електродвигун с додатку Б ст. 107.

4А132М4У3 Рдв=11 кВт nдв=1440 хв-1

За розрахунковим обертовим моментом на тихохідному валу та передаточним числам вибираємо редуктор з атласу.

Ц2У-315Н

Параметри редуктора

aшв -200

атих -315

L - 1040

L1 - 740

L2 -370

L3 -215

L4 -365

L5 -300

L6 -420

L7 - ---

B - 395

B1 -260

B2 -340

H - 685

H1 -335

h -35

d - 28

d1 -50

d2 -M36*3

l1 -82

l2 -110

b1 -12

c1 -25,95

d3 -110

d4 -M80*4

l3 -165

l4 -210

b2 -25

c2 -55,95



2. Розрахунок клинопасових передач

Зміст: на основі вихідних даних вибрати переріз клинового паса, визначити діаметри ведучого та веденого шківів, міжосьову відстань,довжину паса, кут обхвату пасом ведучого шківа, число пасів, виконати аналіз сил та напружень, перевірити паси на довговічність.

Вихідні дані: потужність Р1 та частота обертання п1 ведучого шківа, передаточне число пасової передачі и1-2, строк служби передачі.

2.1 Загальні відомості

Пасова передача складається з ведучого та веденого шківів та паса, надітого на шківи з натягом та передаючого колову силу за допомогою тертя.

Паси бувають: плоскі, клинові, поліклинові, круглі та зубчасті.

Клинові паси у передачі використовують по декілька штук, щоб варіювати навантажувальну здатність та запобігти великих напружень згину в одному ремені, який був би великого перерізу. Клинові паси випускають трапецеїдального перерізу з боковими робочими сторонами, які працюють на шківах з канавками відповідного профілю. Клинові паси бувають корд тканинні або корд шнурові. Кут клина пасів у випрямленому стані ?0 = 40

Клинові паси випускають : нормальних перерізів з відношенням великої основи в0 трапецеїдального перерізу до висоти h 1,6…1,7; вузькі з в0 / h 1,2…1,3 та широкі з в0/h 3,3…3,4 для варіаторів. Основне використання в теперішній час мають паси нормальних перерізів. Вузькі клинові паси при рівних габаритах передачі у 1,5…2 рази більшої потужності, можуть працювати при більш високих швидкостях та з більшою частотою перегинів, тому їх випуск потребує збільшення.

Розрахункові довжини пасів вимірюють по нейтральному шару в натягнутому стані. Їх розміщують для пасів нормальних перерізів по ряду чисел, якому віддана перевага R 40 з довжинами по ряду, яким віддана перевага R 20, а для вузьких пасів по ряду R 20.

Модуль пружності на розтяг клинових корд тканинних пасів 250…400 МПа, кордшнуркових та вузьких 500…600 МПа. Модуль пружності на згинання перерізів А, Б, В при 0= 0,9 МПа приблизно 400 МПа.

Пасові передачі використовують переважно у діапазоні потужностей 0,3…50 КВт.

Швидкості клинових пасів перерізів О, А, Б, В не повинні перевищувати 25м/с , а перерізів Г, Д, Е - 30м/с. Швидкості вузьких клинових пасів - до 40 м/с.

2.2 Порядок розрахунку клинопасової передачі

Розрахунок пасових передач проводиться в два етапи: перший - проектний розрахунок, з метою визначення геометричних параметрів передачі; другий - перевірочний розрахунок пасів на міцність (визначення напружень у перерізах паса).

Проектний розрахунок

Обираємо переріз паса за номограмою залежно від потужності, яка передається ведучим шківом, Р1 та його частоти обертання n1.

Визначаємо мінімальний допустимий діаметр ведучого шківа d1min Мм за таблицями 9, 10 залежно від обертового моменту Т1 та переріза паса.

d1min = 125

Приймаємо розрахунковий діаметр ведучого шківа d1 на 1…2 порядку вище d1min зі стандартного ряду: 40, 45,50, 63, 71, 80, 90,100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250 , 280, 315, 355, 400, 450, 500, 630, 710, 800, 900, 1000.

d1 =160 мм

Визначаємо діаметр ведучого шківа, d2 мм:



d2 = d1*U1-2*(1-) =160*3*(1-0.02) = 470 мм,

де -коефіцієнт ковзання (0.01…0.02).

Отримане значення d2 округляємо до найближчого стандартного.

d2 = 500 мм

Визначаємо фактичне передаточне число Uф1-2 та перевіряєио його відхилення від заданого U1-2 :

Uф1-2 = d2/d1*(1- = 500/160*(1-0.02) = 3

U = (Uф1-2 - U1-2/U1-2)*100 % = (3.06-3/3)*100 % = 2 %

Визначаємо орієнтовну міжосьову відстань а, мм:

аc*d2 = 1*500 = 500 мм,

де c - числовий коефіцієнт, приймається у залежності від передаточного відношення: U1-2 =3 c=1

Визначити розрахункову довжину паса у мм:

l = 2*a+/2 * (d2+d1) + (d2-d1)2/4a = 2*500+ 3.14/2 * (500+160) + (500-160)2/4*500 =17641800 мм

Значення l зводимо до найближчого з ряду : 500, 550, 600, 650, 700, 750, 800, 850, 900, 1000, 1050, 1150, 1200, 1250, 1300, 1400, 1450, 1500, 1600, 1700, 1800, 2000, 2500, 3000, 3500, 4000.

Уточнюємо значення міжосьової відстані по стандартній довжині

a = 1/8(2l - (d2+d1) + ) =1/8(2*1800-3.14(500+160)

+ ) = 339 мм

Під час монтажу передачі необхідно забезпечити можливість зменшення а на 0,001l для того, щоб облегшити надягання паса на шків; для збільшення натягу пасів необхідно передбачити можливість збільшення а на 0, 025l (наприклад шляхом переміщення електродвигуна з ведучим шківом на полозках з допомогою гвинтового устаткування).

Рис 5. Епюри напружень у перерізах клинового паса

А - площа поперечного перерізу паса

Визначаємо кут обхвату пасом ведучого шківа 1 , град:

1 = 180- 57 * d2-d1/a =180-57 * 500-160/339 = 122

Кут 1 повинен бути 122

122 120

Визначаємо швидкість паса , м/с:

U = d1n1/60 = 3.14*0.16*1440/60 = 12 м/с

- допустима швидкість, м/с;

-25 м/с - для клинових пасів нормального перерізу;

-40 м/с - для вузьких клинових пасів.

Визначаємо частоту пробігів паса , с-1 :

=U/l = 12/2 = 6 c-1 [],

Де []=30 с-1 - допустима частота пробігів.

Співвідношення [], умовно відображає довговічність паса та його дотримання гарантує строк праці - 1000…5000 год.

Визначаємо допустиму потужність, яка передається одним пасом,

[Pn], кВт:

[Pn]=[Po]*Cp*C*Cl*Cz = 1*0.83*1.07*0.9 = 2.5 кВт,

Де [Pn]- допустима потужність, яка передається одним клиновим пасом, кВт, вибирається з таблиці залежно від типу паса, його перерізу, швидкості U та діаметра ведучого шківа d1;

Визначаємо потрібне число пасів:

Z=P1/[P0]=11/3.15=4.

Для передач малої та середньої потужності Z 5. За необхідності зменшити розрахункове число ременів Z треба збільшити діаметр ведучого шківа d1 або перейти на більший переріз паса.

Визначити силу попереднього натягу F0, H одного клинового паса:

F0=850*P1*Cl/Z*U*C*Cp = 850*11*1.07/4*12*0.83*1 = 251.1 H,

де значення P1, кВт;U, м/с.

Визначити колову силу, яку передає комплект клинових пасів Ft, H:

Ft = P1*103/U=11*103/12=916.6 H,

де P1, кВт; U, м/с.

Визначити силу натягу ведучої F1 та відомої F2 гілок одного клинового паса, Н:

F1=F0+ Ft /2*Z = 251.1 + 916.6 /2*4= 365.6 H

F2=F0- Ft/2*Z = 251.1 - 916.6 /2*4 = 136.5 H

Визначити силу тиску на вал Q, H комплекту кленових пасів:

Q = 2*F0*Z*sin/2= 2*251.1*4*sin122/2= 1755.7 H

Визначити розрахунковий ресурс (довговічність пасів):

Lhp= Lhcp*K1*K2=2000*2.5=5000 год

де Lhcp - середній ресурс пасів нормальних перерізів у експлуатації для середнього режиму роботи (відповідно з ГОСТом 1284.2-80, Lhcp= 2000 годин);

К1 - коефіцієнт режиму роботи, рівний для легкого режиму - 2,5; для середнього режиму - 1; для важкого режиму - 0,5; для дуже важкого - 0, 25.

К2 - коефіцієнт, який враховує кліматичні умови експлуатації, рівний: для районів з холодним та дуже холодним кліматом - 0, 75; для решти районів - 1,0.

Потрібне число замін пасів за експлуатаційний період передачі ( округлити до цілого числа)



n3=L/Lhp=30000/5000=6

Потрібне число пасів на весь строк експлуатації:

Ze=Z*n3=4*6=24

2.3 Перевірочний розрахунок

Перевірити міцність одного клинового паса за максимальним напруженням у перерізі вітки max , Н/мм2 .

max =1+u+v []p ,

max =2.6+6.5+0.15=9.25 []p

де а) 1-напруження розтягу, Н/мм2:

1=F0/A + Ft/2*Z*A= 251.1/138 + 916.6/2*4*138= 2.6 Н/мм2

б) зг - напруження згину, Н/мм2:

зг = Езг * h/d1 = 100* 10.5/160 =6.5 H/мм2

Езг= 80…100 Н/мм2 - модуль повздовжньої пружності при згині для прорезинених пасів; підшипник вал редуктор муфта

h - висота перерізу клинового паса, мм;

d1 - діаметр ведучого шківа, мм.

в) v = 2 * 10-6 = 1400*10.52*10-6 = 0.15 Н/мм2 - напруження від відцентрових сил, Н/мм2

Тут =1250….1400кг/м3 - щільність матеріалу клинових пасів, , м/с.

г)[]p = 10Н/мм2 - допустиме напруження розтягу для клинових пасів.

Якщо отримаємо max []p , то треба збільшити діаметр d1 ведучого шківа, або прийняти більший переріз паса та повторити розрахунок передачі.

2.4 Основні геометричні параметри шківів

Розміри конструктивних елементів шківів.

b=4.2

h= 10.2

e=19

f=12.5

lp = 14

· Зовнішні діаметри шківів

-ведучого: de1= dp1+2b=160+2*4.2=168.4 мм

-веденого: de2=dp2+2b=500+2*4.2= 508.4 мм

· Ширина ведучого М1 та веденого М2 шківів:

M=M1-M2=(n-1)*e + 2f= (4-1)*19+2*12.5= 82 мм

· Товщина ободу (чавунний шкiв):

чав = (1,1…1,3)*h= 1.3*10.2= 13.2 мм

· Діаметр маточини:

dмат1 =1.5dв1+10=1.5*32+10=58 мм

dмат2 =1.5dв2+10=1.5*30+10= 55.7 мм

· Довжина маточини орієнтовано

Імат1= (1,2…1,5)d = 41.6 мм

Iмат2 = (1,2…1,5)d = 39 мм

· Товщина диску шківів

C=(1,2…1,3)= 1.3*13.2=17.1 мм.

Приймаємо С = 18 мм.

Таблиця 2. Параметри клинопасової передачі

Параметр	Значення	Параметр	Значення
Тип паса	Клиновий	Сила поперечного натягу паса,F0 ,Н	251.1
Переріз паса	Б	Колова сила, що передається комплектом пасів , Ft,Н	916.6
Площа перерізу паса ,А, мм2	138	Сила тиску на вал, Q, Н	1757
Кількість пасів, Z	4	Сила натягу ведучої гілки паса,F1 ,Н	365.6
Міжосьова відстань а,мм	339	Сила натягу веденої гілки паса,F2 ,Н	136.5
Довжина паса , l,мм	1800	Початкове напруження паса, 0,Н/мм2	1.46
Кут обхвата малого шківа ,град	122	Напруження розтягу,1 ,Н/мм2	2.6
Число пробігів паса ,,с-1	6	Напруження згину,зг ,Н/мм2	6.5
Діаметр ведучого шківа,d1 ,мм	160	Напруження від відцентрових сил,v ,Н/мм2	0.15
Діаметр веденого шківа,d2 ,мм	500	Максимальне напруження, max ,Н/мм2	9.25



3. Розрахунок зубчатих передач

3.1 Вихідні дані

Обертовий момент на тихохідному валу редуктора: TIV = 3300 Нм

Передаточне число редуктора: Uред = 16

Консольне навантаження на швидкохідному валу редуктора від натягу пасів клинопасової передачі : Q = 1757

За обертовим моментом на тихохідному валу, підбираємо двуступінчатий циліндричний редуктор Ц2У - 315H

aw1 = 200 мм

aw2 = 315 мм

3.2 Розрахунок швидкохідного ступеня редуктора

Визначаємо орієнтовне значення нормального модуля швидкохідного ступеня редуктора:

mn = 0.01*aw1 = 0.01*200 = 3 мм

Приймаємо стандарт модуля mn =3 мм

Визначаємо коловий модуль

mt =mn/0.99 = 3/0.99 = 3.03 мм

Визначаємо фактичне значення зубців

Zc = 2*aw1/mt = 2*200/3.03 = 149



Визначаємо число зубців шестерні

Z3 = Zc/U3-4+1 = 149/3.3+1 = 34

Визначаємо число зубців колеса

Z4 = Zc - Z3 = 149-34 = 115

Визначаємо фактичне передано число швидкохідного ступеня

U3-4 факт = Z4/Z3 = 3.38

U = |U3-4 - U3-4 факт |/U3-4 * 100% = |3.3-3.38|/3.3 * 100 = 2.4%

Визначаємо, уточнюємо, значення колового модуля

mtфакт = 2*aw1/Zc = 2*200/149 = 2.7 мм

Визначаємо кут нахилу зубців

cos = mn/mt = 3/2.7 = 1.1

= arcos(mn/mt факт) = 16

Косозуба передача

Визначаємо геометричні параметри шестерні і колеса

- ділильні діаметри

d3 = mn*Z3/cos = 3*34/1.1 = 92.7 мм

d4 = mn*Z4/cos = 3*115/1.1 = 313.6 мм



-діаметри вершин зубців

da3 = d3+2*mn =92.7 +2*3 = 98.7 мм

da4 = d4+2*mn = 313.6 +2*3 = 319.6 мм

-діаметри впадин зубців

df3 =d3 - 2*mn = 92.7 -2*3 = 86.7 мм

df4 = d4 - 2*mn = 313.6 -2*3 = 307.6 мм

Перевіряємо значення міжосьової відстані швидкохідного ступеня редуктора

аw шв = 0.5*mn(Z3+Z4)/cos = 0.5*3*(34+149)/1.1 = 249.5 мм

V = 0.5* w3*d3 = 0.5*15*0.092 = 0.69 м/с

Сили, що діють

- колова сила

Ft3 = 2*TII / d3 = 2*210 / 0.092 = 4565 H

-радіальна сила

Fr = Ft3* tgn/cos =4565* 1/1.1 = 4150 H

-осьова сила

Fa3 = Fr*tg = 4150* 0.287 = 1191 H

Визначаємо ширину зубчатого вінця шестерні та колеса

b2 = ba*aw1 = 0.4*200 = 80 мм,

де ba =0.4

b1 = b2+(2…5) =80+(2…5) = (82…85) мм,

обираємо b1 = 84

Розрахунок тихохідного ступеня редуктора

Визначаємо орієнтовне значення нормального модуля швидкохідного ступеня редуктора:

mn = (0.01 … 0.02)*aw2 = (0.01 … 0.02)*315 = (3.15 … 6.3) мм

Приймаємо стандарт модуля mn = 6 мм

Визначаємо коловий модуль

mt = mn/0.99 = 6/0.99 = 6.06 мм

Визначаємо фактичне значення зубців

Zc = 2*aw2/mt = 2*315/6.06 = 104

Визначаємо число зубців шестерні

Z5 = Zc/U5-6+1 = 104/4.8+1 = 18

Визначаємо число зубців колеса

Z6 = Zc - Z5 =104-18 = 86

Визначаємо фактичне передано число швидкохідного ступеня



U5-6 факт = Z6/Z5 = 86/18 = 4.77

U = |U5-6 - U5-6 факт|/U5-6 * 100% = |4.8 - 4.7|/4.8 * 100 = 2 %

Визначаємо, уточнюємо значення колового модуля

mt факт = 2*фw2 / Zc =2*315 /104 = 6.05 мм

Визначаємо кут нахилу зубців

cos = mn/mtфакт =6/6.06 = 0.99

= arccos (mn/mtфакт) = 11.49

Визначаємо геометричні параметри шестерні і колеса

- ділильні діаметри

d5 = mn*Z5/cos = 6*18 / 0.99 = 109 мм

d6 = mn*Z6/cos = 6*86 / 0.99 = 521 мм

-діаметри вершин зубців

da5 = d5+2*mn = 109+2*5 =119 мм

da6 = d6+2*mn = 521+ 2*5 = 531 мм

-діаметри впадин зубців

df5 =d5 - 2*mn = 109- 2*5 = 99 мм

df6 =d6 - 2*mn = 521- 2*5 = 511 мм

Перевіряємо значення міжосьової відстані швидкохідного ступеня редуктора

аw тих = 0.5*mn(Z5+Z6)/cos = 0.5*6(104)/0.99 = 315 мм

V = 0.5* w4*d5 = 0.5*3*0.109= 0.16 м/с

Сили, що діють

-колова сила

Ft5 = 2*TIv/d5 = 2*3300/0.109 = 60550 H

-радіальна сила

Fr = Ft5 * tgn/cos = 60550* 1/0.99 = 61161 H

-осьова сила

Fa3 = Ft5*tg = 60550*0.2029 = 12285 H

Визначаємо ширину зубчатого вінця шестерні та колеса

b2 = ba * aw2 = 0.25 * 315 = 78 мм,

де де ba =0.25

b1 = b2+(2…5) = 78+(2…5) = (80.75 … 83.75) мм

Приймаємо b1 = 82мм



4. Проектування валів

Матеріал валів:

Для валів вибираємо сталь 40Х (легована сталь хрому) діаметри валів розраховуємо з умови міцності на кручення. Попередньо визначаємо діаметри для перерізів валів під зубчатими колесами. Оскільки, в цих перерізах одночасно діють крутний і обертальний моменти, і діаметри цих перерізів знаходимо за заниженими допустимими напруженнями []=20 мПа

Проектування швидкохідного вала.

dш.min = == 34.7 мм

За Ц2У-315Н: dш =35 мм

dп ш=40-дiаметр вала пiд пiдшипники

Проектування проміжного вала.

dnp = = 51.4 мм

За Ц2У-315Н: dnp = 55 мм

dп пр =60-дiаметр вала пiд пiдшипники

4.3 Розміри тихохідного валу.

dnp = = 87 мм

За Ц2У-315Н: dnp IV = 90 мм

dп т=100-дiаметр вала пiд пiдшипники



5. Підшипники

Для даного редуктора Ц2У-315Н підбираємо роликові конічні підшипники

5.1 Для швидкохідного валу редуктора визначаємо підшипники

- внутрішній діаметр підшипника d = 8*5 = 40 мм;

- серія - 6 - середня широка;

- тип - 7 - тип роликовий конічний;

- габаритні розміри

d = 40; D = 90; C = 90000 H

Для проміжного валу редуктора визначаємо підшипники:

- внутрішній діаметр підшипника d = 12*5 = 60 мм;

- серія - 6 - середня широка;

- тип - 7 - тип роликовий конічний;

- габаритні розміри

d = 60; D = 130; C = 186000H

Рис 9. Підшипник роликовий конічний

Для тихохідного валу редуктора визначаємо підшипники:

№ 7620

- внутрішній діаметр підшипника d = 20*5 = 100 мм;

- серія - 6 - середня широка;

- тип - 7 - тип роликовий конічний;

- габаритні розміри

d = 100; D = 215; C = 460000H



6. Підбір муфти

Застосовувані у машинобудуванні муфти стандартизовані. Муфти кожного типорозміру виконують для деякого діапазону вала. Основним критерієм при виборі муфти є передатний розрахунковий момент.

Муфту підбираємо за розрахунковим моментом.

Тр = Кп * Т = 1.1 * 3300 = 3960

Т = ТIV = 3300 Н*м

Кп - коефіцієнт, що враховує короткочасні перевантаження або режим роботи = 1,2.

За розрахунковим моментом, та діаметром вихідного кінця тихохідного

валу редуктора підбираємо муфту пружну втулкову-пальцеву (МПВП) з

розмірами для d = 90.

Розміри муфти d = 80-95; [Tp] = 4000 Нм; max = 150 рад/с; D = 320; L = 350.

Різьба М24.

Рис 10. Муфта пружна втулкова-пальцева



7. Вибір змазки зачеплення й підшипників та способи змащування елементів редуктора

Змазка зубчастих коліс виконується зануренням їх у мастило, яке заливається у середину корпусу редуктора. В залежності від швидкості ковзання рекомендована в`язкість мастила = 180 мм2/с. Обираємо індустріальне леговане ИРП -75.

Способи змащування передач редуктора при окружних швидкостях на зубчастих колесах до 12,5м/с застосовують переважно Картерне змащування зачеплення: у картер заливають мастило, що утворює масляну ванну. Зубчасті колеса рекомендують занурювати в мастило 4…5 модулів. Найбільше застосування мають середні мінеральні індустріальні мастила з в'язкістю U50 = 30…60 мм2/с. Змащування підшипників кочення редукторів найбільш просто здійснюється розбризкуванням мастила зубчастими колесами. Якщо змащування розбризкуванням не може бути застосовано, наприклад, через малі окружні швидкості зубчастих коліс (менш ніж 4 м/с) або наявності в масляній ванні продуктів змащування, застосовують пластичне змащування.

При цьому змащуванні передбачають деякий простір для заповнення змащуванням і масло-стримувальні шайби. Мастило заливають через оглядовий люк або спеціальний отвір. Забруднене мастило спускають через отвір в дні корпусу , що закривається різьбовою пробкою. Контроль рівня масла в редукторі виробляється різними способами. Найпростіше і не схильне до пошкоджень пристосуванням - пробка, нижній край якої збігається з ніжнім рівнем масла , або дві пробки - одна для контролю нижнього , а інша для контролю верхнього. У крупних редукторах замість пробок встановлюють крани. Поширеним пристосуванням для контролю рівня є жезлове масло - показник, з ризиками, відповідному нижньому і верхньому рівням масла. Голівка масла - покажчика може бути неметалічною.

8. Конструювання рами привода

Раму виготовляють зварною із швелерів. Висоту швелера визначають із залежності:

H = (0.08…0.10) * Lp = 0.10 * 1800 = 180 мм

де L = довжина приводу, мм.



Висновок

Виконання даного курсового проекту дало можливість на практиці застосувати і закріпити знання, отримані при вивченні курсу «Деталі машини». Відповідно до сучасних тенденцій проектований механізм повинен задовольняти наступним вимогам по :

· Високій продуктивності;

· Економічності виробництва і експлуатації;

· Гарантованому терміну служби;

· Зручності і безпеці обслуговування;

· Невеликим габаритам і масі;

· Транспортабельності.

Форма і зовнішній вигляд спроектованого редуктора досить естетичні, а невеликі габаритні розміри полегшують його транспортування і установку. Редуктор досить простий в експлуатації, його конструкція полегшує збірку, безпечний огляд, заміну мастила і деталей.

У конструкції редуктора використовується стандартні посадки, конструктивні елементи, а також стандартні кріпильні деталі і пристрої ущільнювачів. Це підвищує його технологічність. Проведені перевірочні розрахунки показали, що конструкціями спроектованого редуктора відповідає вказаним в завданні характеристикам.



Список літератури

1. І.І. Артоболевський «Теорія механізму і машин» 1975р.

2. Павлище В.Т. Основи конструювання та розрахунок деталей машин. Підручник. К.: Вища школа. 1993. - 556 с.

3. Гузенков П.Г. Деталі машин. М.: Машиностроение, 1989. - 359 с.

4. Дунаев П.Ф., Целиков О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа, 1985. -426 с.

5. Цехнович Л.И., Петриченко И.П. Атлас конструкцій редукторів, К.: Вища школа, 1990. -151 с.

6. Решетов Д.Н. Детали машин, - М.: Машиностроение, 1989, - 496 с.

7. Чернавский С.А. и др. Проектирование механических передач. - М.: Машиностроение, 1984. -520 с.

8. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Висшая школа, 1991. -432 с.

Размещено на Allbest.ru

...