Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство Образования и науки Российской Федерации

Поволжский Государственный Технологический Университет

Кафедра ТТМ

Привод подъемника заготовок

Пояснительная записка

к курсовому проекту по дисциплине

«Детали машин и основы конструирования»

Проверил: к.т.н. доцент

Осипов В.И.

Йошкар-Ола 2014 г.



Содержание

Техническое задание

1. Техническое предложение

1.1 Кинематический расчет привода

1.2 Выбор электродвигателя

1.3 Определение частот вращения и вращающих моментов

1.4 Выбор материалов

2. Эскизный проект

2.1 Расчет червячной передачи

2.2 Расчет диаметра валов

2.3 Выбор типа подшипников

2.4 Толщина стенок редуктора

2.5 Конструирование крышек

2.6 Манжетные уплотнения

2.7 Тепловой расчет

2.8 Расчет уровня масла в редукторе

2.9 Расчет ременной передачи

2.10 Конструирование рамы

2.11 Выбор крепежных элементов

2.12 Выбор муфты

3. Технический проект

3.1 Расчет вала

3.2 Расчет подшипников редуктора

3.3 Расчет соединений с гарантированным натягом

3.4 Расчет шпоночного соединения

3.5 Расчет болтового соединения

4. Рабочая документация

4.1 Спецификация

4.2 Техническое описание привода

4.3 Порядок сборки привода

4.4 Техническое обслуживание привода

Список используемой литературы



1. Техническое предложение

1.1 Кинематический расчёт привода

Одноступенчатый редуктор с конической передачей с круговыми зубьями, закрытые ременная передача и муфта.

Рассчитываем общий КПД привода:

где

- КПД ременной передачи (0,95) (стр.7 табл.1.1 [2])

- КПД червячной передачи (0,9) (стр.7 табл.1.1 [2])

- КПД муфты соединительной (0,98) (стр.7 табл.1.1 [2])

Определяем общее передаточное число:

где - число оборотов вала электродвигателя 1000

- частота вращения;

(стр.7 табл.1.3 [2])



Мощность на приводном валу:

Определяем требуемую мощность электродвигателя:

1.2 Выбор электродвигателя

Выбираем двигатель с асинхронной частотой вращения - среднескоростной. Требуемая мощность на валу электродвигателя , и отношение максимального вращающего момента к номинальному .

Выбираем электродвигатель (стр.459 табл. 24.9 [2])

Двигатель АИР 112МВ6 ТУ 16-525.564-84

Мощность электродвигателя .

Основные габаритные и присоединительные размеры:

Тип двигателя	Число полюсов	Габаритные размеры, мм	Установочные и присоединительные размеры, мм
		l30	h31	d30	l1	l10	l31	d1	d10	b1	b10	h	h1	h10
АИР 112М	6	435	285	246	80	140	70	32	12	10	190	112	8	12

1.3 Определение частот вращения и вращающих моментов

Передаточное отношение привода:

Передаточное отношение редуктора:

Передаточное отношение ременной передачи:

Расчёт частот вращения:



Расчет мощностей:

Расчет вращающих моментов:

редуктор привод электродвигатель

1.4 Выбор материалов

Чугун - для изготовления корпуса редуктора, крышек подшипников и люка, шкивов, центра колеса, полумуфт;

Сталь конструкционная - для червяка, валов.

Цветной металл - для венца червячного колеса;

Сортовой прокат (швеллер) - для рамы.



2. Эскизный проект

2.1 Расчёт червячной передачи

Ориентировочная скорость скольжения (стр.223 [1])

х_s = 4.5*10^-4*n₁* = 4.5*10^-4*333,3*15* = 1.3 м/с

где Т₂ - вращающий момент на тихоходном валу; n₁ - частота вращения на быстроходном валу.

Материал колеса БрА9Ж4 с отливкой в песок, II группа материалов

[1 стр.223 табл.9.6]

у_т=200 МПа - предел текучести;

у_в=400 МПа - предел прочности.

Расчет допускаемых контактных напряжений (стр.224 [1])

Для материалов II группы:

[у_н] = [у_н]_o - 25*х_s [у_н]_max

[у_н]_o=300 МПа

[у_н] = 300 -25*1.3 = 267,5 МПа

[у_н]_max=2* у_т =2*200=400 Мпа

Расчет допускаемых напряжений изгиба

[у_F] = [у_F]_o* K_FL [у_F]_max

[у_F]_o=0.25* у_т+0.08* у_в= 0.25*200 + 0.08*400 = 82 МПа

[у_F] = [у_F]_o* K_FL =82*0,74=60 МПа

[у_F]_max = 0,8* у_т =0,8*200=160 МПа

K_FL= = = 0.74 - коэффициент долговечности

N_FE = µ_F* N_к=1*1440*10⁴ = 1440*10⁴

N_к = 60* n*с*t = 60*1*40*0,6*10⁴= 1440*10⁶ (стр.178 [1])

где с - число зацеплений зуба за один оборот колеса, n - частота вращения колеса, t - число часов работы передачи за расчетный срок службы.

µ_F = 1 (стр.225 табл. 9.7 [1]).

Выбор числа витков и расчет числа зубьев

z₁=4 , т.к. передаточное отношение (стр.212 [1])

z₂= z₁* = 4*8,3 = 33

где z₁ - число витков, z₂ - число зубьев

Расчет межосевого расстояния (стр.220 [1])

a_w= 0.625*( +1)* = 0.625*( +1)* =

= 0.81* = 136,08 мм

= =

где a_w - межосевое расстояние, - приведенный модуль упругости.

Принимаем a_w=140 мм (по ряду Ra40) (стр.143 [1])

Определение модуля зацепления (стр.212 [1])

a_w=0.5*(q+z₂)*m

m = = = 6,5 мм



Выбираем стандартный модуль m=6,3мм (стр.212 [1])

Расчет коэффициента смещения (стр.213 [1])

Выбираем вид червяка - ZI c эвольвентным профилем. (стр.214 табл 9.1 [1])

Коэффициент смещения для ZI: -1? х ?0

При q=10:

x= - 0.5*(q+z₂) = - 0.5 (10+33) = 0,7 мм (не входит в интервал ZI)

Выбираем q=12,5:

x= - 0.5*(q+z₂) = - 0.5 (12,5+33) = - 0,55 мм

где q - коэффициент диаметра червяка (стр.212 [1])

Окончательно принимаем: a_w=140 мм

m = 6,3мм

q = 12,5

Определение размеров передач (стр.212 [1])

Угол подъема витка:

tgг = = = = 0.4

г = arctg0.4 =

Размеры червяка и колеса:

d₁=q*m=10*6,3= 63 мм - делительный диаметр червяка;

d_a1= d₁+2m = 63+2*6,3 = 75,6 мм - диаметр вершин витков;

d_f1= d₁-2.4m = 63-2.4*6,3 = 47,8 мм - диаметр впадин червяка;

d₂ = z₂*m = 3,3*6,3 = 207,9 мм - делительный диаметр червячного колеса;

d_a2= d₂+2m =207,9+2*6,3= 220,5 мм - диаметр вершин зубьев;

d_f2= d₂-2.4m = 207,9-2.4*6,3 = 192,78 мм - диаметр впадин червячного колеса;

d_ae2? d_a2+ = 220,5 + = 226,8 мм - диаметр колеса наибольший.

b₁= 2*[ + ] =

=2*[ + ] =183,5 мм

где b₁ - нарезная часть червяка.

b₂= 0.67*d_a1=0.67*75,6 = 50,6 мм - ширина венца.

Расчет скорости скольжения (стр.215 [1])

х₁= = =1.09м/с

х_s = = = 1.17 м/с

Уточняем допускаемое напряжение

[у_н] = [у_н]_o - 25*х_s 300-25*1,17=270,7Мпа [у_н]_max

Расчет коэффициента торцового перекрытия (стр.220 [1])

_б= = = 1,8

Проверочный расчет на усталостную прочность по контактным напряжениям (стр.220 [1])

у_н=1.18* ? [у_н],

где - коэффициент, учитывающий уменьшение длинны контактной линии; 20⁰ - профильный угол, - угол подъема витка.

у_н=1.18* =1.18*=244,3 МПа

у_н=244,3 МПа ? [у_н]= 270,7Мпа

Расчет на прочность по напряжениям изгиба (стр.221 [1])

у_F = 0.74*Y_F? [у_F],

где Y_F - коэффициент формы зуба; - окружная сила колеса; - коэффициент расчетной нагрузки; - нормальный модуль.

z_х= = 41,2 отсюда Y_F = 1,54

=

где - коэффициент динамической нагрузки,- коэффициент концертрации нагрузки

m_n= m*cosг = 6,3* cos21,8 = 5,84 мм

у_F = 0.74*Y_F = 0.74*1,54 = 30 МПа

у_F =30МПа ? [у_F]=60МПа

Проверка статистической прочности (стр.183 [1])

=у_н[у_н]_{max ,}

где у_н - усталостная прочность по контактным напряжениям, = 1,7 (по заданию на курсовой проект)

=244,3*317,5МПа

317,5 МПа ? 400 МПа Условие прочности выполняется.

2.2 Расчет диаметра валов

Предварительные значения диаметров различных участков стандартных валов редуктора определяются по формулам (стр.45 [2])

1. Для быстроходного вала:

Диаметр концевого участка вала :

d ?7,5* = 7,5*= 35,8 мм

где Т_Т = 109 Н*м - номинальный момент на валу червячного колеса.

Из ряда Ra40 принимаем: d=36 мм.

Диаметр под подшипник:

d_п ? d + 2*t_цил = 36+2*3.5 = 42 мм, примем d_п =40мм,

где t_цил = 3.5 мм - высота заплечика.

Диаметр базы подшипника:

d_БП ? d_п + 3*r = 40+3*2.5 = 47,5 мм ,

где r = 2,5 мм - координата фаски подшипника.

2. Для тихоходного вала:

Диаметр концевого участка вала под муфту:

d = 5,5* = 51,3 мм ,

где Т_Т = 816 Н*м - номинальный момент на валу червячного колеса. Из ряда Ra40 принимаем: d=50 мм.

Диаметр под подшипник:

d_п ? d + 2*t_цил = 50+2*3,5 = 57 мм,

т.к стандартный диаметр под подшипник равен 55 мм, принимаем d_п = 55 мм.

d_БП dп+3*r = 55+3*2.5 = 62,5 мм , выбираем из ряда Ra40:

d_БП = 62 мм.

Диаметр под червячное колесо: Принимаем следующее значение из рада Ra40 после диаметра под подшипник, d_K = 56мм.



2.3 Выбор типа подшипников

Червяк и червячное колесо в червячном редукторе должны жестко закрепляться в осевом направлении. Поэтому в силовых передачах для опор валов применяются подшипник радиально упорный роликовый. (стр.50 [2])

Для быстроходного вала выбираем подшипник легкой серии. Обозначение подшипника 7208А.

Размеры подшипника: ; ; ; ; ; ; .

Грузоподъемность: ; .

Расчетные параметры: ; ; .

Для тихоходного вала выбираем подшипник легкой серии. Обозначение подшипника 7211А. Размеры подшипника: ; ; ; ; ; ; .

Грузоподъемность:; .

Расчетные параметры: ; ; .

2.4 Толщина стенок редуктора

Для редукторов толщину стенки, отвечающую требованиям технологий необходимой прочности и жесткости корпуса, вычисляют по формуле:

(стр.289 [2])

где Т - вращающий момент на выходном (тихоходном) валу (Н·м);

. Принимаем .

Плоскости стенок, встречающихся под прямым или тупым углом, спрягаем дугами радиуса . Если стенки встречаются под острым углом, рекомендуют их соединять короткой вертикальной стенкой. В обоих случаях принимают: и мм (стр.289 [2])

2.5 Конструирование крышек

Крышки подшипников изготавливают из чугуна марок СЧ15 иСЧ20.

Крышки привертные.

Принимаем размеры крышки из (стр.167 [2])

Для червяка: ; ; мм; .

Для вала колеса: ; ; мм; .

2.6 Манжетное уплотнение

; ; .

На тихоходном валу ; ; .

(стр.473 [2])

2.7 Тепловой расчет

Тепловая мощность W=(1- ) = 3,84**(1-0,9)=384Вт

где - мощность на входном валу, - КПД червячной передачи

Мощность теплоотдачи *A=17*(90-20)*0.34=404Вт

где K 14…17 - коэффициент теплоотдачи, = - температура масла,

- температура окружающей среды

2.8 Расчёт уровня масла в редукторе

Для смазывания передачи в корпус редуктора заливают масло. Глубину погружения в масло деталей червячного редуктора принимают зацепление червяка и колеса:

=0,3*75,6=22,6

где - диаметр вершин витков червяка

Рекомендуемое количество масла в ванне 0,35…0,7 л на 1 кВт передаваемой мощности. Передаваемая мощность: Р=4,06 кВт

Требуемый объем масляной ванны: W=P·0,7= 4,06·0,7=2,8 л

2.9 Расчет ременной передачи

Выбираем клиноремённую передачу.

Расчетные данные: n_э=950 об/мин; P=4,04 кВт; 2,8

1. Выбор сечения ремня (стр.288-289 [1]).

Выбор сечения В(Б)

2. Выбор диаметров шкива и расчет.

мм (стр.288 таб.12.2 [1]).

3. Ориентировочное межосевое расстояние. (стр.289 [1])

.

4. Расчет угла обхвата ведущего шкива. (стр.270 [1])

5. Расчет длины ремня (стр.270 ф.12.6 [1]).

(стр.288 таб.12.2 [1]).

6. Уточняем межосевое расстояние (стр.270 ф.12.7 [1]).



7. Выбор коэффициентов.

(стр.289 [1]) выбираем - коэффициент угла обхвата

- коэффициент режима нагрузки. Умеренные колебания(близкая к постоянной, из задания).

- коэффициент длины ремня (стр.291 рис.12.27 [1])

- коэффициент передаточного отношения (стр.291 рис.12.28 [1])

8. Определяем номинальную мощность ремня (стр.290 рис.12.26 [1])

9. Определение расчетной мощности (стр.289 ф.12.28 [1])

10. Расчет числа ремней (стр.290 ф.12.30 [1])

где - коэффициент числа ремней.

11. Расчет силы предварительного натяжения ремня (стр.291 ф.12.32 [1])

(стр.273 ф.12.1 [1])

(стр.273 ф.12.13 [1])

=1250 - плотность материала ремня

- площадь поперечного сечения ремня

(стр.288 таб.12.2 [1])

12. Расчет нагрузки на валы и опоры (стр.282 [1])

(стр.269 [1])

13. Расчет долговечности ремня (стр.291 ф.12.33 [1])

при - коэффициент режима нагрузки

- коэффициент климатических условий

14. Расчет числа пробегов (стр.276 ф.12.20 [1])

где v - окружная скорость, l - длина ремня

2.10 Конструирование рамы

При единичном производстве экономически выгоднее применять рамы сварные из элементов сортового проката (стр.488 [2])

Для крепления рамы к полу цеха применяют фундаментальные болты. Диаметр и число фундаментальных болтов применяют из (стр.375 [2]) в зависимости от длины рамы L= мм. Применяем болты М16 и минимальное число болтов 6.

И в зависимости от диаметра болта М16 из таб 1.5.1 стр.11[3] применяем швеллер под номером 16.

Номер профиля	h	b	S	t	R	r	xo	A ,мм2	Масса 1 м, кг
	мм
18	180	70	5,1	8,7	9,0	3,5	19,4	2070	16,3

2.11 Выбор крепежных элементов

Редуктор, крышка и корпус редуктора и электродвигатель крепятся к раме с помощью болтов (стр.483 [2]), шайб (стр.487 [2]) и гаек (стр.485 [2]). Крышки подшипников крепятся к корпусу с помощью болтов с шайбами.

Крепежные элементы Место крепежа	По ГОСТ 15521-70	По ГОСТ 6402-70	По ГОСТ 7796-70
Крепление редуктора к раме	d=12мм; S=17мм; D=18,7мм; H=10мм;	d=12,2мм; s=b=3,0мм;	d=12мм; S=17мм; D=18,7мм; H=7мм; l=45мм; l0=30мм;
Крепление электродвигателя	d=12мм; S=17мм; D=18,7мм; H=10мм;	d=12,2мм; s=b=3,0мм;	d=12мм; S=17мм; D=18,7мм; H=7мм; l=45мм; l0=30мм;
Крепление крышек подшипников	-	1)d=8,2мм; s=b=2,0мм; 2)d=10,2мм; s=b=2,5мм;	1) d=8мм; S=12мм; D=13,1мм; H=5мм; l=25мм; l0=25мм; 2) d=10мм; S=14мм; D=15,3мм; H=6мм; l=30мм; l0=30мм;
Крепление крышки люка	-	d=6,1мм; s=b=1,4мм;	d=6мм; S=10мм; D=10,9мм; H=4мм; l=l0=14мм;
Крепление крышки к корпусу	d=12мм; S=17мм; D=18,7мм; H=10мм;	d=12,2мм; s=b=3,0мм;	1) d=12мм; S=17мм; D=18,7мм; H=7мм; l=120мм; l0=30мм; 2) d=12мм; S=17мм; D=18,7мм; H=7мм; l=35мм; l0=30мм;
Крепление защиты ременной передачи	-	d=8,2мм; s=b=2мм;	d=8мм; S=12мм; D=13,1мм; H=5мм; l= l0=14мм;

Для замены масла в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой (а). (стр.203-204 [2])

Размеры пробки:

d	D	D1	L	l	b	t	S
M16x1,5	25	21,9	24	13	3	3	19

2.12 Выбор муфты

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ 2142 -93

(стр.349 [2]) (стр.281-282 [3]) Муфты обладают большой радиальной и угловой жесткостью. Сборку узлов производить с применением подкладок. Материал полумуфт - СЧ-21, пальцев - сталь 45, упругих втулок - резина с 8,0 МПа и твердостью 60…70 едениц по твердомеру ТМ2. Определим максимальный вращающий момент:

Т_max=Т_ном.*К=800*1,2=960 Н*м [Т_м]=1000 (Н*м)

где Т_ном=800 (Н*м) - вращающийся момент на валу электродвигателя, К=1,2- коэффициент динамической нагрузки (стр.11 [1]), [Т_м] - номинальный вращающийся момент для муфты со следующими присоединительными размерами: d=50мм, D=220мм, L=170мм, l=82мм - длина пальца.

Предельные смещения валов: радиальные Д=0,15 мм; угловые г=0,6/100 мм/мм; осевые щ=3мм.

Эскиз муфты



3. Технический проект

3.1 Расчет тихоходного вала

1. Выбор материалов

Сталь 45; =850 МПа; ; термообработка-улучшение,

241…285 НВ (стр.170 [1])

2. Исходные данные.

F_t2 =7850 Н - окружная сила колеса

F_R2 = Н - радиальная сила колеса

F_м=2078 Н - нагрузка от полумуфты

F_б2= Н - осевая сила колеса

D_k =227 мм - диаметр червячного колеса

T₂ = 816 Н·м - момент на тихоходном валу

T₁ = 109 Н·м - момент на быстроходном валу

3. Расчет нагрузки от полумуфты

F_м=0,2* F_t =0,2*10389,6=2078 Н

F_t=2Т/D₀=2*800*1000/154=10389,6 Н

4. Расчет сил в зацеплении

(стр.217 [1])

(стр.217 [1])

5. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов с определением наиболее напряженных участков вала.



М=

Рассмотрим опасное сечение II- II

Концентратором напряжения являются: галтельный переход и шпоночный паз.

6. Определение коэффициентов концентрации: (стр.320 [1])

Для галтельного перехода d=55мм, r=3,5мм, t=2мм

(стр.321 таб.15.1 [1])

Для шпоночного паза: (стр.321 таб.15.2 [1])

Концентратором является шпоночный паз

b= 16 мм - ширина шпоночного паза

h = 10 мм - высота шпоночного паза

d=55мм

7. Определение момента сопротивлению (стр.187 [2])

8. Определение действующих напряжений (стр.312 [1])

9. Суммарные коэффициенты концентрации напряжений в расчетном сечении. Учитывают влияние всех факторов на сопротивление усталости соответственно при изгибе и кручении: (стр. 320 ф.15.8 [1]) (стр. 189 [2])



при изгибе и кручении.

10. Величину масштабного фактора можно оценить по формуле:

(стр. 320 [1])

= 0,19-1,2510^-4_в=0,19-1,2510^-4850=0,084

Принимаем Rz = 3,2 мкм - шероховатость поверхности вала

- коэффициент, учитывающий качество поверхности при кручении

- т.к. вал без поверхностного упрочнения

11. Расчет запасов сопротивления усталости.

При совместном действии напряжений кручения и изгиба запас определяется: (стр. 319 [1])

По ГОСТ 25.504 - 82 определяем:

Пределы выносливости по формулам (стр. 319 [1])

МПа;

МПа;

Рассмотрим опасное сечение I- I

Концентратором напряжения являются: галтельный переход , посадка с натягом и шпоночный паз.

12. Определение коэффициентов концентрации: (стр. 320 [1])

Для галтельного перехода d=56 мм, r=3,5мм, t=3 мм

(стр.321 таб.15.1 [1])

Для шпоночного паза :(стр.321 таб.15.2 [1])

Для посадки с натягом: (стр.320 [1])

(Ранее найдено)

(при d<150)

- давление посадки P>25 МП

(стр.107 [1])

Концентратором является прессовая осадка

b= 16 мм - ширина шпоночного паза

h = 10 мм - высота шпоночного паза

d=56мм

13. Определение момента сопротивлению

14. Определение действующих напряжений (стр.319 [1])



15. Суммарные коэффициенты концентрации напряжений в расчетном сечении. Учитывают влияние всех факторов на сопротивление усталости соответственно при изгибе и кручении: (стр. 320 ф.15.8 [1]) (стр. 189 [2])

при изгибе и кручении

; - найдено ранее

Величину масштабного фактора можно оценить по формуле: (стр. 320 [1])

= 0,19-1,2510^-4_в=0,19-1,2510^-4850=0,084

Принимаем Rz = 3,2 мкм - шероховатость поверхности вала



коэффициент, учитывающий качество поверхности при кручении

- т.к. вал без поверхностного упрочнения

16. Расчет запасов сопротивления усталости.

При совместном действии напряжений кручения и изгиба запас определяется: (стр. 319 [1])

По ГОСТ 25.504 определяем:

, МПа

МПа;МПа; (найдено ранее)

Наиболее опасное сечение I- I

17. Проверка статической прочности (стр. 322 [1])

Эквивалентное напряжение

(стр. 323 [1])

18. Расчет на жесткость (стр. 324 [1])

Полярный момент инерции поперечного сечения вала

19. Прогиб под колесом:

Суммарный прогиб:

мм

мм (стр. 323 [1])

(m - модуль зацепления.)

В вертикальной плоскости:

В горизонтальной плоскости:



Прогиб от силы в плоскости смещения валов:

3.2 Расчет подшипников редуктора

1. Определить ресурс подшипников тихоходного вала червячной передачи. Частота вращения .

Исходные данные:

Конический роликовый подшипник: 7211А.

Размеры подшипника:

Грузоподъемность динамическая:

Грузоподъемность статическая:

Расчетные параметры: .

2. Построение расчетной схемы:

Из стр. 360 выбираем .

3. Определение реакций опор.

Вертикальная плоскость.



Горизонтальная плоскость.

4. Максимальные реакций в опорах.

5. Определение расчетных нагрузок с учетом режима (стр.360 [1])

т.к режим нагружения типовой постоянный 0 , - коэффициент эквивалентности

6. Расчет осевых усилий (стр.363 ф.16.36 [1] )

1,9 кН

Принимаем ; .

7. Определение коэффициентов X и Y. (стр.360 таб.16.5 [1])

V - Коэффициент вращения.

V=1 т.к вращается внутреннее кольцо.

8. Расчет эквивалентной динамической нагрузки (стр.358 ф. 16.29 [1])

где коэффициент безопасности.

температурный коэффициент.

9. Расчет ресурса (стр.358 [1])

Где коэффициент долговечности.

обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла.

10. Проверка статистической прочности (стр.361 [1])

3.3 Расчет соединений с гарантированным натягом

Исходные данные: - посадка с гарантированным натягом.

; - предел текучести; .

1. Определение наибольшего натяга (стр.107 [1])

EI=0

2. Расчет коэффициентов стр.107 [1]

При ; .

Где - диаметр ступицы - коэффициенты Пуассона.

3. Расчет давления в посадке (стр.107 ф. 7.5[1])

Где - модуль упругости стали;

- модуль упругости чугуна.

4. Расчет усиления запрессовки (стр.106 [1])

Где - коэффициент запаса.

- коэффициент трения.

5. Проверка прочности ступицы (стр.110 ф. 7.9 [1])

- условие выполняется.

3.4 Расчет шпоночного соединения

Шпонка под колесом на тихоходном валу.

Соединение с призматической шпонкой проверяем по напряжению смятия.

(стр.92 ф. 6.1[1])

Где T- вращающий момент на валу;

d - диаметр вала;

- длина шпонки;

- высота шпонки.



1. Проверяем соединение тихоходного вала с муфтой.

.

При переходных посадках (стр.94 [1])

2. Проверяем соединение тихоходного вала с зубчатым колесом.

При посадках с натягом (стр.94 [1])

3.5 Расчет болтового соединения

1. Расчет нагрузки относящейся к одному болту. Рассчитаем самый нагруженный болт. (крепление крышки подшипника червяка) (стр.42 [1])

Где z - число болтов.

2. Расчет усилий затяжки. (стр.42 ф.1.28 [1])

Где - коэффициент затяжки при мягкой прокладке (стр.42 [1])

3. Расчет напряжения в болте (стр.43 [1])

(стр.44 [1])

Где диаметр болта М8.

4. Расчет запаса прочности по предельным напряжениям. (стр.44 ф.1.34 [1])

Где у Стали 45 (стр.54 таб.1.1 [1])

коэффициент концентраций напряжений в резьбе. - коэффициент чувствительности к асимметрий цикла напряжения. (стр.44 [1])

5. Расчет запаса статистической прочности (стр.44 [1])



4. Рабочая документация

4.1 Техническое описание привода

Разработанное изделие индивидуального производства «Привод подъемника заготовок» состоит из электродвигателя трехфазного тока, ременной передачи, червячного редуктора, рамы. В соответствии с техническим заданием частота вращения приводного вала машины 40 об/мин, а рабочий крутящий момент 800 Н*м, вращение приводного вала одностороннее. Характер нагрузки, с которой работает привод: переменная спокойная. Режим нагружения: постоянный. Максимальная нагрузка вследствие преодолимых перегрузок Т_мах/Т=1,7.

4.2 Порядок сборки привода

В первую очередь собираем редуктор: перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Далее, на червяк надевают роликовые конические подшипники, предварительно нагретые в масле до 80…100 градусов. Собранный червяк вставляют в корпус. Затем собирают червячное колесо, вначале закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала; потом надевают распорную втулку и устанавливают роликовые конические подшипники, нагретые в масле. Собранный вал укладывают в основание корпуса и надевают крышку корпуса. Для регулировки червячного зацепления необходимо весь комплект вала с червячным колесом смещать в осевом направлении до совпадения среди неё плоскости колеса с осью червяка. Этого добиваются переносом части прокладок с одной стороны корпуса на другую. Корпус стягивают болтами М10, а боковые крышки подшипников болтами М8 и М10, после установленных манжет и заложенным пластичным смазывающим материалом (Литол-24) в подшипниковые узлы. Плоскость разъема покрывают тонким слоем герметика УТ-34. Затем редуктор устанавливается на раму, с помощью 4 болтов М16.
Через смотровое отверстие заливается масло И-40А. На раму устанавливают электродвигатель и фиксируют с помощью 4 болтов М10. Далее производится пробный пуск. Проверяется правильность работы привода. Затем на раму устанавливается ограждение ременной передачи.

4.3 Техническое обслуживание привода

После первых 150 часов работы в редукторе следует заменить масло, проверить зацепление . Масло сливается через сливное отверстие в редукторе. Раз в сезон в редукторе меняют масло. Систематически раз 2-3 недели необходимо проверять натяжения ремней при необходимости натянуть. Следует следить за чистотой привода и температурой работы привода в окружающей среде от -20° до + 35°С. Срок службы привода при правильной эксплуатаций и надлежащем уходе L=0.6*10⁴ часов.



Список используемой литературы

1) Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для машиностроительных специальностей вузов. -13- е изд., перераб.-М.: Высш. шк.,2010-408с., ил.

2) Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. Учеб. пособие для студ.высш.учебных заведений.-12 изд., перераб. и доп. -М.: Издательский центр «академия» 2009-496с.

3) « Атлас конструкций узлов и деталей машин » под редакцией О.А.Ряховского, О.П.Леликова.-2-е издание, переработано и дополненное.: Москва 2009

Размещено на Allbest.ru

...