Главная Коллекция "Revolution" Производство и технологии Привод з конічно-цилідричним редуктором

Привод з конічно-цилідричним редуктором

Проект приводу до скребкового транспортера для переміщення сипких вантажів. Вибір двигуна та навантажувальних передач. Розрахунок передач на міцність. Вибір підшипників кочення, перевірка шпонкових з’єднань. Розрахунок розмірів деталей редуктора.

Рубрика	Производство и технологии
Вид	курсовая работа
Язык	украинский
Дата добавления	12.12.2016
Размер файла	1,3 M

посмотреть текст работы

скачать работу можно здесь

полная информация о работе

весь список подобных работ

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

МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ

ТЕРНОПІЛЬСЬКИЙ НАЦІОНАЛЬНИЙ ТЕХНІЧНИЙ

УНІВЕРСИТЕТ ІМЕНІ ІВАНА ПУЛЮЯ

КАФЕДРА ТЕХНІЧНОЇ МЕХАНІКИ, СІЛЬСЬКОГОСПОДАРСЬКИХ МАШИН І ТРАНСПОРТНИХ ТЕХНОЛОГІЙ

Пояснювальна записка

до курсового проекту (роботи)

з деталі машин

на тему: Привід з конічно-цилідричним редуктором

Виконав: студент 3 курсу, групи МК-31

напряму підготовки (спеціальності):

6.050502 інженерна механіка

Королько М. Г.

Керівник: к.т.н., доцент, Сташків М. Я.

Тернопіль 2015 року

1. ЗАВДАННЯ ТА ЙОГО ОБҐРУНТУВАННЯ

Спроектувати привід до скребкового транспортера для переміщення сибких вантажів за такими вихідними параметрами: потужність Pт = 2,2 кВт; кількість обертів вихідного валу n = 60 об/хв; термін роботи механічного привода 8 років при трьох змінній роботі; режим роботи привода III; під час пуску можливе перевантаження 110%.

транспортер привід скребковий передача двигун редуктор

Рисунок 1 - Варіант схеми механічного приводу.

Задана схема механічного привода складається з електродвигун, двохступінчатоно редуктора, пасової передачі. Редуктор має швидкохідний ступінь конічний, тихохідний прямозубий.

2. ВИБІР ЕЛЕКТРОДВИГУНА. КІНЕМАТИЧНІ ТА СИЛОВІ ПАРАМЕТРИ ПЕРЕДАЧІ

Дано:

Р_Т = 2,2 кВт;

n_Т = 60 об/хв;

2.1 Вибір електродвигуна

Загальний ККД приводу

Загальний ККД приводу визначимо за формулою

Де з₁- ККД пари конічних зубчатих коліс, з₁=0,96 ;

з₃- коефіцієнт, що враховує втрати пари підшипників кочення, з₃=0,995;

з₂- ККД пари циліндричних зубчатих коліс з₁=0,96.

Необхідна потужність двигуна

Визначимо необхідну потужність двигуна

Параметри двигуна

З [1, с. 390] вибираємо двигун трьохфазний коротко замкнутий серії 4А, закритий з синхронною частотою 1000об/хв 4А90L2У3 з параметрами Р_ДВ=3 кВт і ковзанням 3,2% (ГОСТ 19523-81).

Номінальна частота обертання

1000 (1-0,032)=955об/хв; d_дв=32мм;

кутова швидкість

2.2 Передаточні числа

Передаточне відношення пасової передачі U₁=2;

Передаточне відношення конічної зубчастої передачі U₂=2 ;

Передаточне відношення циліндричної зубчастої передачі U₃=4.

Загальне передаточне число приводу

2.3 Частоти обертання і кутові швидкості валів редуктора

Визначимо частоти обертання і кутові швидкості валів приводу:

- вал шестерні (швидкохідний вал редуктора)

вал колеса (тихохідний вал редуктора)

2.4 Крутні моменти на валах

Визначимо крутні моменти на валах приводу:

на валу електродвигуна

на валу шестерні (швидкохідному валу редуктора)

на валу шестерні (проміжного валу редуктора)

на валу колеса (тихохідному валу редуктора)

3. РОЗРАХУНОК ПЕРЕДАЧ НА МІЦНІСТЬ

3.1 Розрахунок тихохідної циліндричної прямозубої передачі

Згідно із завданням ця передача є прямозубою і має

щ₄= 6,283 рад/с; щ₃= 24,725 рад/с; Т₄= 350,2 Нм; Т₃ = 91,365 Нм; h = 70000 год.

Сумарна кількість циклів навантаження:

Зубців шестестерні та колеса за термін служби h = 70000 год.

Зубців колеса:

Еквівалентні кількості циклів навантаження зубців шестерні та колеса на контактну витривалість N_HEі на витривалість згинання N_FE

N_HE5 = k_HE• N₅ = 0,18 • 9,916 = 1.785•10⁸;

N_HE6 = k_HE• N₆ = 0,18 • 2,52 = 4.536•10⁷;

N_FE5 = k_FE• N₅ = 0,07 • 9,916 = 6.942•10⁷;

N_FE6 = k_FE• N₆ = 0,07 • 2,52 = 1.764•10⁷;

Де k_HE= 0,18; k_FE = 0,07 - коефіцієнти інтенсивності навантаження для режиму роботи - СН.

Механічні характеристики матеріалу шестерні та колеса

Для виготовлення зубчатих коліс тихохідного ступеня редуктора вибираємо широко розповсюджену леговану Сталь 40Х поліпшену;

- Для шестерні твердість поверхні зубців 269…302 НВ (найбільш ймовірна твердість - 290 НВ), у_b5 = 900 МПа, у_Т5 = 750 МПа, якщо діаметр заготовки до 125мм;

- Для колеса твердість поверхні зубців 235…262 НВ (найбільш ймовірна твердість - 245 НВ), у_b6 = 790 МПа, у_Т6 = 640 МПа, якщо діаметр заготовки до 280мм.

Допустимі контактні напруження для розрахунку прямозубої передачі

Границі контактної витривалості зубців шестерні та колеса

База випробувань для матеріалів зубчатих коліс передачі

Оскільки N_HO5 < N_HE5і N_HO6 < N_HE6, то коефіцієнт довговічності для зубців шестерні та колеса:

Допустимі контактні напруження зубців шестерні та колеса

Де Z_R = 1, якщо шорсткість зубів Ra = 1,25…0,63; S_H = 1,1 - коефіцієнт запасу міцності.

Отже, проводимо за допустимим напруженням колеса

Допустимі напруження згину

Для зубців шестерні та колеса границями витривалості зубців для бази випробувань N_FO = 4•10⁶:

Оскільки N_FO < N_HE6< N_HE5,коефіцієнт довговічності для зубців шестерні та колеса k_FL = 1, тоді значення допустимих напружень будуть:

Де k_FC - коефіцієнт, що враховує реверсивність (для нереверсивної передачі k_FC = 1);

S_F - коефіцієнт довговічності (S_F= 2,2).

Проектний розрахунок прямозубої передачі

Міжосьова відстань передачі

Де k_a = 495 МПа; ш_ba = b₆/a_w = 0,35 - коефіцієнт ширини зубчастого вінця, тоді ш_da = 0,5 ш_ba(u₃ - 1) = 0,875; а за графіком k_hb 1,18.

Попередньо призначаємо модуль зубців

Приймаємо стандартний модуль m =3 мм.

- Шестерні приймаємо z₅ = 20;

- Колеса

Визначаємо радіуси початкових кіл:

;

Обчислюємо міжосьову віддаль:

Висота головки зубів h_a= m = 3 мм; висота ніжки зуба h_f= 1.25m = 1.25 * 3 = 3,75 мм; висота зуба h = h_a+ h_f= m + 1.25m = 2.25 m = 3 * 2,5 = 6,75 мм. Тоді радіуси кіл вершин (головок) зубів визначаємо за формулами:

;

Радіуси кіл западин будуть рівні:

;

Ширина зубчастого вінця:

- Колеса b₆ = ш_ba•a_w = 0,35•150 = 52 мм;

- Шестерні b₅ = b₆ + 3 = 55 мм.

Крок зубців P = рm = 9,425 мм.

Розрахунок поверхонь зубців на контактну витривалість

Розрахункове контактне напруження

Де Z_M = 275 МПа - коефіцієнт, що враховує механічні характеристики матеріалів зубчастих коліс;

- коефіцієнт сумарної довжини лінії для прямозубої передачі;

Z_H = 1,77 - коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубів;

Розрахунок активних поверхонь зубців намконтактнумміцність за ммаксимальним навантаженням:

Розрахунок зубців на витривалість під час згинання:

- Шестерні

- Колеса

Де

Y_F5= 3,68; Y_F5= 3,6 - коефіцієнти форми зубців шестерні та колеса;

Y_е = 1; Y_в = 1 - для прямозубих передач.

Розрахунок міцності на згин під час перевантаження

- Шестерні

- Колеса

Перевірки показали, що міцність зубців шестерні та колеса тихохідного ступеня забезпечено.

Зусилля у зачеплені зубців шестерні та колеса :

Колова сила F_t= 3046 Н;

Радіальна сила F_r= F_t•tgб = 3046 • tg20є = 6813 H;

Нормальна сила F_n= F_t/ cosб = 3046/ cos20є.

3.2 Розрахунок тихохідної циліндричної прямозубої передачі

Згідно із завданням ця передача є прямозубою і має щ₃= 24,725 рад/с; щ₂= 49,51 рад/с; Т₃= 91,365 Нм; Т₂ = 47,32 Нм; h = 70000 год.

Сумарна кількість циклів навантаження:

Зубців шестестерні та колеса за термін служби h = 70000 год.

Зубців колеса:

N_HE3 = k_HE• N₃ = 0,185 • 19,83 = 3.669•10⁸;

N_HE4 = k_HE• N₄ = 0,185 • 9,916 = 1.835•10⁸;

N_FE3 = k_FE• N₃ = 0,072 • 19,83 = 1.428•10⁸;

N_FE4 = k_FE• N₄ = 0,072 • 9,916 = 7.14•10⁷;

Де k_HE= 0,185; k_FE = 0,072 - коефіцієнти інтенсивності навантаження для режиму роботи - СН.

Механічні характеристики матеріалу шестерні та колеса

- Для шестерні Сталь 45 поліпшена: твердість - 240 НВ, у_b3 = 780 МПа, у_Т3 = 540 МПа;

- Для колеса Сталь 40 нормалізована: твердість - 183 НВ, у_b4 = 568 МПа, у_Т4 = 321 МПа.

Допустимі контактні напруження для розрахунку прямозубої передачі

Границі контактної витривалості зубців шестерні та колеса

База випробувань для матеріалів зубчатих коліс передачі

Оскільки N_HO3 < N_HE3і N_HO4 < N_HE4, то коефіцієнт довговічності для зубців шестерні та колеса

Допустимі контактні напруження зубців шестерні та колеса

Де Z_R = 1, якщо шорсткість зубів Ra = 1,25…0,63; S_H = 1,1 - коефіцієнт запасу міцності.

Отже, проводимо за допустимим напруженням колеса

Допустимі напруження згину

Для зубців шестерні та колеса границями витривалості зубців для бази випробувань N_FO = 4•10⁶:

Оскільки N_FO < N_HE4< N_HE3,коефіцієнт довговічності для зубців шестерні та колеса k_FL = 1, тоді значення допустимих напружень будуть:

Де k_FC - коефіцієнт, що враховує реверсивність (для нереверсивної передачі k_FC = 1);

S_F - коефіцієнт довговічності (S_F= 2,2).

Гранмчно допустимі напруження згину для зубців шестерні та колеса:

Проектний розрахунок прямозубої передачі

Міжосьова відстань передачі

Приймемо d₂ = 188 мм.

Де k_d = 1000 МПа; ш_ba = b₆/a_w = 0,3 - коефіцієнт ширини зубчастого вінця, тоді ш_da = 0,5 ш_ba(u₂ - 1) = 0,875; а за графіком k_hb =1,15.

Попередньо приймаємо кількість зубів шестерні

z₁ = 22, а z₂ = z₁ • u₂ = 44

Приймаємо стандартний модуль m =5 мм.

Визначаємо радіуси початкових кіл:

;

Зовнішння конусна відстань

Ширина зубчатих вінців

Середня конусна відстань

Середній модуль зубців

Середні ділильні діаметри

;

Кути ділильних конусів шестерні та колеса

Зовнішня висота головки зубця

Зовнішня висота ніжки зубця

Зовнішня висота зубця

Зовнішній радіальний зазор

Зовнішні діаметри вершин шестерні та колеса

Зовнішні діаметри впадин шестерні та колеса

Кути головки та ніжок

Кути конуса вершин зубців шестерні та колеса

Кути конуса западин зубців шестерні та колеса

Колова швидкість зубчатого колеса

Коефіцієнт торцевого перекриття зубців шестерні та колеса

;

Колова сила в зачеплені зубчатих коліс

Розрахунок поверхонь зубців на контактну витривалість

Розрахункове контактне напруження

Де Z_M = 275 МПа - коефіцієнт, що враховує механічні характеристики матеріалів зубчастих коліс;

- коефіцієнт сумарної довжини лінії для прямозубої передачі;

Z_H = 1,77 - коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубів;

Розрахунок активних поверхонь зубців намконтактнумміцність за ммаксимальним навантаженням:

Розрахунок зубців на витривалість під час згинання:

- Шестерні

- Колеса

Де

Y_F3= 4; Y_F4= 3,6 - коефіцієнти форми зубців шестерні та колеса;

Y_е = 1; Y_в = 1 - для прямозубих передач.

Розрахунок міцності на згин під час перевантаження

- Шестерні

- Колеса

Перевірки показали, що міцність зубців шестерні та колеса тихохідного ступеня забезпечено.

Зусилля у зачеплені зубців шестерні та колеса :

Колова сила F_t= 630 Н;

Радіальна сила F_r2= F_t•tgб?cosд1 = 465,864 H;

Радіальна сила F_a3= F_t•tgб?cosд2 = 980,809 H;

4. ПРОЕКТНИЙ РОЗРАХУНОК І КОНСТРУЮВАННЯ ВАЛІВ

4.1 Швидкохідний вал

Вихідні параметри

Із попередніх розрахунків відомо: Т₂=47,32Нм; F₁=630,4 Н; F_r=980,809 H; F_a=465,865 H; d_m3=94 мм.

Попередній розрахунок вала.

Для виготовлення вала вибираємо нормалізовану сталь 45, що має у_в=598 МПа; у_т=363 МПа.

Для зручності монтажу діаметр перерізу вхідної ділянки вала визначаємо за зниженим допустимим напруженням [ф]_кр=20 МПа

приймаємо d₁=26 мм.

За діаметром d₁=26 мм і схемою механічного привода (рис. 6.1, в) назначаємо діаметри інших ділянок вала:

d₂=25 мм - для стандартного ущільнення;

d₃=30 мм - для підшипників кочення;

d₄=35 мм - проміжний ступінь для упора підшипників.

Компоновка швидкохідного вала

Для визначення довжини кожної ділянки вала необхідно викреслити ескізну компоновку складальної одиниці (рис. 4.1).

Рисунок 4.1 - Компоновка швидкохідного валу.

Розрахункова схема та епюра крутних і згинальних моментів.

Для викреслювання компоновки вала за стандартом вибираємо: D=62 мм; B=19 мм; l₆?10 мм і конструктивно приймаємо: д=5 мм; д₁=4,5 мм.

Перевірка на статичну міцність швидкохідного вала (рис. 4.1)

Реакція в опорах:

від радіальної сили

F_r1+ F_r= F_r2; M₁(F_i)=0; F_r2l- F_r(l+a)= 0;

F_r1= F_r2- F_r=2248-465,9?1782,1Н;

від осьової сили

від колової сили

F_t2- F_t1= F_t; F_t2l- F_t(l+a)= 0;

F_t1= F_t2- F_t=1444-630?2074Н;

Згинальні моментит (максимальні значеня):

від радіальної сили

M_r=F_ra=F_r1l=333,440=53940 Нмм;

від осьової сили

від колової сили

M_t= F_ta =144440=34660Н;

Сумарний згинальний момент

Напруження в небезпечному перерізі (опора 2):

Згину

Кручення

сумарне (еквівалентне) напруження в небезпечному перерізі

Максимальне еквівалентне напруження під час короткочасних перевантажень

у_еmax=у_еK_n=17,82,1=37,4 МПа.

Допустиме еквівалентне напруження

[у]_е=0,8у_Т=0,8363=290,4 МПа.

Умова статичної міцності вала виконується, оскільки

у_еmax=37,4 МПа [у]_е=290,4 МПа.

Запас міцності пояснюється тим, що під час виконання орієнтованого розрахунку вала прийнято дещо зниженим допустиме напруження кручення.

Це пов'язано зі зручністю з'єднання валів двигуна та редуктора.

4.2 Проміжний вал

Вихідні параметри

Із попередніх розрахунків відомо: Т₂=91,365 Нм; F_t2=965,864 Н; F_r2=980,809 H; F_a2=95 H; F_t3=952,4 Н; d_m2=220 мм, d₃=60 мм; матеріал вала той самий, що і швидкохідного вага, тому у_в=598 МПа; у_т=363 МПа. Призначаємо [ф]_кр=25 МПа

Попередній розрахунок вала.

Діаметр вала під колесом

Орієнтуючись на підшипники, подібні до швидкохідного вала, приймаємо:

d₂=35 мм - діаметр вала під шестірнею;

d₁=35 мм - діаметр ділянки вала підпідшипники;

d₃=45 мм - ділянка вала між колесом і шестірнею.

Компановка вала

Для визначення довжини основних ділянок вала необхідно виконати його ескізну компоновку (рис. 4.2). Ескізну компоновку починаємо з взаємного розміщення крнічного колеса та косозубної шестірні. Вибираємо конструктивно відстань між ними 8 мм і К=6 мм.

де В=23 мм - ширина кулькового радіально-упорного підшипника легкої серії, що має d=35 мм; D=80 мм;

В площині «Х»:

Реакції в опорах

В площині «Y»:

Рисунок 1 - Компоновка розрахункова схема та епюра навантажень проміжного валу.

4.3 Швидкохідний вал

Вихідні параметри

Із попередніх розрахунків відомо: Т₄=350 Нм; F_t4=3046 Н; F_r4=6813 H; d_m4=240 мм, d₄=55 мм; матеріал вала той самий, що і швидкохідного вага, тому у_в=598 МПа; у_т=363 МПа. Призначаємо [ф]_кр=25 МПа

Попередній розрахунок вала.

Діаметр вала під колесом

Орієнтуючись на підшипники, подібні до швидкохідного вала, приймаємо:

d₂=55 мм - діаметр вала під шестірнею;

d₁=55 мм - діаметр ділянки вала підпідшипники;

d₃=50 мм - ділянка вала під шків;

d₄=60 мм - ділянка вала між колесом і шестірнею.

Компановка вала

Для визначення довжини основних ділянок вала необхідно виконати його ескізну компоновку (рис. 4.3). Ескізну компоновку починаємо з взаємного розміщення крнічного колеса та косозубної шестірні. де В=29 мм - ширина кулькового радіально-упорного підшипника легкої серії, що має d=55 мм; D=120 мм;

Рисунок 4.3 - Компоновка, розрахункова схема та епюра навантажень тихохідного валу.

Перевірка на статичну міцність швидкохідного вала (рис. 4.3)

Згинальні моментит (максимальні значеня):

від радіальної сили

M_r=F_ra=F_r1l= - 55320000 Нмм;

від колової сили

M_t= F_ta =304640=-6625000Н;

Сумарний згинальний момент

Напруження в небезпечному перерізі (опора 2):

Згину

Кручення

сумарне (еквівалентне) напруження в небезпечному перерізі

Максимальне еквівалентне напруження під час короткочасних перевантажень

у_еmax=у_еK_n=371,82,1=779,105 МПа.

Допустиме еквівалентне напруження

[у]_е=0,8у_Т=0,8779,105 =290,4 МПа.

Умова статичної міцності вала виконується, оскільки

у_еmax=37,4 МПа [у]_е=290,4 МПа.

5. ВИБІР ПІДШИПНИКІВ КОЧЕННЯ

Зважаючи на наявність осьових сил у зачеплені конічної та косозубої передач, орієнтуємося на кулькові радіально-упорні підшипники для швидкохідного та проміжного валів, а для тихохідного вала - радіальні кулькові підшипники. Тому для прикладу наводимо порядок вибору підшипників кочення для швидкохідного та тихохідноговалів. Студенти за подібною методикою підбирають підшипники для решти валів.

5.1 Швидкохідний вал

Вихідні параметри: діаметр вала під підшипники d₃=30 мм; реакції в опорах

осьова сила в зачеплені F_a=465,865 H; швидкість обертання вала щ₂=49,45 рад/с; режим роботи підшипників - CH; термін роботи редуктора h=70 000 год.

Параметри підшипників

Орієнтуючись на діаметр цапф d₃=30 мм, беремо підшипники легкої серії 7206А, які мають: С_о=12000 Н - базова статична вантажність;

С= 17200 H - базова динамічна вантажність; в=12є - кут контакту тіл кочення .

Параметр осьового навантаження

Навантаження підшипників

Осьові складові сили у підшипників опор 1 і 2 від радіальних навантажень F₁ і F₂:

F_S1=eF₁=0,36673=242 H;

F_S2=eF₂=0,361681=605 H.

Сумарні осьові навантаження підшипників:

R_a1=F_a+F_S2-F_S1=95+605-242=458 H;

R_a2= F_S2=605 H.

Тут приймемо, що F_S2-F_S1- F_a=0, тому що

F_a+F_S2=605+95=700 Н> F_S1=258 Н.

Уточнення параметра осьового навантаження за відношенням :

для підшипника 1

для підшипника 2

Розрахункові еквівалентні навантаження:

підшипник 1:

якщо відношення

Тоді

R₁=(X₁VF₁+Y₁R_a1)K_дK_T=(0,451673+1,6458)1,21=1275 H;

підшипник 2

тоді

R₂=(X₂VF₂+Y₂R_a2)K_дK_T=(111681+0605)1,21=2017 H.

Подальший розрахунок проводимо для підшипника 2, який є більш навантаженим.

З урахуванням режиму навантаженя (див. завдання: режим - СН), для якого К_Е=0,57, розрахункове еквівалентне навантаження

R_e=K_ER₂=0,572017=1150 H.

Розрахункова довговічність підшипників в млн. об.

де а=1 - для 90 % - ї надійності підшипників;

а₂= 0,7 - для кулькових підшипників;

Р=3 - для кулькових підшипників.

Розрахункова довговічність підшипників у годинах

Отже, підшипники 36206 можна залишити для швидкохідного вала, бо їх довговічність дещо перевищує термін служби редуктора.

За подібною методикою розраховуються підшипники проміжних валів, тому що вони також можуть бути радіально-упорними кульковими.

Тихохідний вал

Вихідні параметри: діаметр вала під підшипники d₄=75 мм; реакції в опорах

Кутова швидкість вала щ₄=6,283 рад/с; довговічність редуктора h=30000 год; типовий режим навантаження - важкий В; короткочасні перевантаження до 210 %; робоча температура підшипників до 60 єС.

Аналіз умов навантаження та попередній вибір типорозміру підшипників

Найбільш навантаженою опорою у цій схемі є підшипник 1, тому розрахунок проводимо за реакцією опори F₁=7480 H. Внаслідок відсутності осьової сили (прямозубе колесо), орієнтовано призначаємо радіальний кульковий підшипник особливо легкої серії 115, що має6 базову статичну вантажність С₀=24,6 кН; базову динамічну вантажність С=30,1кН (табл. 46).

Навантаження підшипника

Розрахункове еквівалентне навантаження

R=XVF₁K_дK_T= 1174801,51=11220 H;

де X=1 - для радіального кулькового підшипника у разі відсутності осьового навантаження; V=1 - коефіцієнт кільця (обертається внутрішнє кільце); K_д=1,5 - коефіцієнт безпеки для короткочасних перевантажень до 210 %; К_Т=1 - температурний коефіцієнт (t100 єС).

З урахуванням режиму навантаження впродовж терміну служби

R_E=K_ER=0,811220=8976 H.

Довговічність підшипника

Розрахункова довговічність для 90 % - ї надійності а₁=1 і для звичайних умов експлуатації радіальних підшипників кулькових а₂=0,7

Розрахункова довговічність підшипника в год.

що є дещо більше від довговічності редуктора та задовольняє вимоги щодо довговічності підшипників.

6. ВИБІР РОЗМІРІВ І ПЕРЕВІРКА ШПОНКОВИХ З'ЄДНАНЬ

Розміри елементів шпонкових з'єднань

Відповідно до завдання редуктор має вісім шпонкових з'єднань, тому зручним є подати їхні розміри у вигляді таблиці:

Вал	Обертальний момент, Нм	Діаметр перерізу вала, мм	Розміри перерізу шпонки bxh, мм	Глибина паза у валі t₁, мм	Глибина паза у маточині t₂, мм
Швидкохідний вал	Т₁=22	25	9х8	5	3
Проміжний вал	Т₂=72,6	35	9х8	5	3
Тихохідний	Т₃=1526,7	55	18х10	6	4
Примітка. Розміри bxh, t₁ і t₂ вибирают залежно від діамтрів .

Розрахункова схема шпонкового з'днання з призматичною шпонкою

Рис. 6.1 - Розрахункова схема шпонкового з'єднання

Довжина шпонки

Швидкохідний вал

Вхідна ділянка - Т=Т₁=92 Нм; d₂=25 мм; h=8 мм; t₁=5 мм.

Робоча довжина шпонки

де [у]_зм=100…120 МПа для сталевої маточини.

Повна довжина шпонки

l=l_p+b=,+9=33,533 мм, приймаємо l=34 мм.

Проміжний вал

Цей вал має однакові розміри діаметрів ділянок під колесом та шестірнею. Тому для цих перерізів: Т=Т₃=92 Нм; d₂=35 мм; h=8 мм; t₁=5 мм.

Робоча довжина шпонки

Повна довжина шпонки

l=l_p+b=17,524+10=27,524 мм, приймаємо l=28 мм.

Тихохідний вал

Вхідна ділянка - Т=Т₄=350 Нм; d₁=55 мм; h=10 мм; t₁=6 мм.

Робоча довжина шпонки

Повна довжина шпонки

l=l_p+b=35+18=53 мм, приймаємо l=53 мм.

Ділянк вала під колесом Т=Т₃=350Нм; d₅=60 мм; h=14 мм; t₁=9 мм.

Робоча довжина шпонки

Повна довжина шпонки

l=l_p+b=66,9+22=88,9 мм, приймаємо l=90 мм.

7. КОНСТРУКТИВНІ РОЗМІРИ ОСНОВНИХ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА

Конічна зубчаста передача

Можливі форми конічної шестірні наведено на рис. 6.18. У даному випадку шестірня z₁ має розміри b₁, d_e1, d_ae1,d_fe1, що одержані під час розрахунку. Форму шестірні приймаємо такою, як наведена на рис. 6.18, в. Довжина та діаметр маточини дорівнює 1,6 d₂=1,625=40 мм.

Величину s приймаємо конструктивно s=5 мм.

Можливі форми конічних прямозубих коліс наведено на рис. 6.19.

Конічне колесо z₂ виготовляється із круглої заготовки і має кінцеві розміри

d_м=1,6 d₂=1,632=51,2 мм, приймаємо d_м=52 мм.

Довжина маточини

l_м=1,2 l₂=1,232=38,4 мм, приймаємо l_м=40 мм.

Примітка. Довжина маточини узгоджується з довжиною шпонки. У цьому випадку l_м=40 мм> l_ш=25 мм, умова виконується.

Товщина обода s=(2,5…3)m_e=(2,5…3)3=7,5…9 мм, приймаємо s=8 мм.

Товина диска с=(0,35…,04)b=(035…0,4)36=12,6…14,4 мм, приймаємо с=14 мм.

Примітка. Штампувальний ухил виконують 7є, а ковані колеса обробляють механічно, тому поверхні маточини мать бути циліндричними (рис. 7.1)

Рис. 7.1. Конструкції конічних шестерені і колеса

Радіуси заокруглень

R=(2…4)m_e=(2…4)3=(6…12) мм, приймемо R=8 мм.

Фаски f_k=0,5m_e=0,53=1,5 мм.

Діаметри отворів , при цьому d₂15 мм.

Центри цих отворів розміщуються на діаметрі

Кількість отворів z=4…6, приймаємо z=6.

Циліндрична прямозуба передача

Шестірня z₅ має форму, що наведена на рис. 7.2.

Довжина маточини

l_м=b₅+10=86+10=96 мм.

Зубчасте колесо z6 виготовляємо у формі, що наведена на рис. 7.2.

Довжина маточини

l_м =(1,2…1,5) d₅=(1,2…1,5)76=91,2…114 мм, приймемо l_м =100 мм, що узгоджується з довжиною шпонки.

Діаметр маточини

d_м=1,6 d₅=1,676=121,6 мм, приймаємо d_м=120 мм.

Рисунок 7.2 - Циліндричні шестерні та колеса.

Товщина зубчастого вінця

s=(2,5…3)m=(2,5…3)4=10…12 мм, приймемо s=10 мм.

Товщина диска колеса

с=(0,35…,04)b₆=(035…0,4)86=30,1…34,4 мм, приймаємо с=32 мм.

Радіуси заокруглень для штампованого колеса

R=(2…4)m=(2…4)4=(8…16) мм, приймемо R=10 мм.

Діаметр отворів (рис. 6.21, ж)

Діаметр кола центрів отворів

Кількість отворів z=6.

8. РОЗМІРИ ДЕЯКИХ ДЕТАЛЕЙ

8.1 Розміри кріпильних болтів:

фундаментних

d_ф=0,036a_w+12=0,036150+12=17,56 мм, приймаємо болти М18;

з'єднувальних біля підшипників

d₁=0,7d_ф=15,4 мм, приймаємо М16;

з'єднувальних, що з'єднують кришку з корпусом редуктора

d₂=0,6d_ф=0,622=13,2 мм, приймаємо М14;

для кріплення кришок підшипників

d₂=0,6d_ф=0,622=13,2 мм, приймаємо М14;

для оглядової кришки конструктивно призначаємо - М8.

8.2 Розміри корпуса та кришки редуктора

Товщина стінки корпуса редуктора

д=0,025а_w+1=0,025150+1=4,95 мм, приймаємо д=8 мм.

Ширина фланця корпуса біля підшипників

L=(3…4)d₁+д=(3…4) 16+8=(48…64)+8=56…72 мм.

Ширина верхнього фланця корпуса

l=C₁+C₂+д

де C₁=1,2d₁+(3…5)мм=1,216+(3…5)=22,2…24,2 мм, приймаємо C₁=24 мм, C₂=d₁+(3…5)мм=16+(3…5)=19…27 мм, приймаємо C₂=20 мм.

Тоді l=C₁+C₂+д=24+20+8=52 мм; х=2…4 мм - приймається конструктивно, L=l+x=52+4=56 мм.

9. ЗМАЩУВАННЯ РЕДУКТОРА

9.1 Змащування зубчатих коліс

Зубчаті колеса змащуються простим способом - зануруваням їх у мастило. Рівень мастила вибираємо так, щоб щонайменше одна третя довжини зубця конічного колеса була занурена в мастило.

В'язкість мастила вибираємо в залежності від колової швидкості коліс і значення контактного напруження.

Для швидкохідної передачі: у_н = 276 МПа ; V = 2,439 м/с.

Для тихохідної передачі: у_н = 705 МПа ; V = 0,465 м/с.

За величинами 125 і 722 призначаємо в'язкість 71,5 і 137

Призначаємо марку мастила ИРП - 150(ТУ 38 - 101451 - 78), що має в'язкість 140…160 сст.

9.2 Змащування підшипників кочення

Внаслідок відносно невеликих колових швидкостей зубчатих коліс (V=2,439; 0,465) для змащення підшипників ковзання використовують пластичне мастило Літол - 24.

Мастило закладається у підшипникових гніздах корпусів на 0,3…0,6 їхнього вільного об'єму і періодично поповнюють.

Для утримання мастила у підшипникових гніздах застосовують мастило утримуючі кільця.

ЛІТЕРАТУРА

1. Анурьев В.И. Справочник инженера-машиностроителя. В 3 т. - М.: Машиностроение, 1979-1982. Т.1.-728 с.; Т.2.-559 с.; Т.3.-557 с.

2. Бочков В. Н. и др.. Детали машин: Атлас. - М., 1983. - 164 с.

3. Гарасюк Е. М., Калинин С. Г., Павлыще В. Т. Расчет элементов зубчатых редукторов. Методические указания. - Львов: ЛПИ, 1981. - 128 с.

4. Гузенков П.Г. Детали машин. - М.: Высшая школа, 1986. - 359 с.

5. Заблонський К. І. Деталі машин: Підручник. - Одеса: Астропринт, 1999. - 404 с.

6. Кудрявцев В. Н. Курсовое проектирование деталей машин. - Л.: Машиностроение, 1984. - 400 с.

7. Малащенко В. О., Павлише В. Т. Деталі машин. Збірник завдань та прикладів розрахунків. - Львів: НУЛП, 1999. - 116 с.

8. Чернавський С. А. и др. Проектирование механических передач. - М.: Машиностроение. 1984. - 560 с.

Размещено на Allbest.ru

...

курсовая работа "Привод з конічно-цилідричним редуктором" скачать

Подобные документы

Проект приводу пiдвiсного конвейера
Вибір та перевірка електродвигуна. Вибір матеріалів для виготовлення черв'ячної передачі. Розрахунок циліндричних передач. Проектний та перевірочний розрахунок. Розрахунок вала на опір втомі. Вибір підшипників кочення. Розрахунок їх довговічності.

курсовая работа [723,6 K], добавлен 17.09.2010
Розрахунок зубчасто-пасового приводу
Вибір електродвигуна та визначення основних параметрів приводу. Розрахунок клинопасової та закритої циліндричної зубчатої передачі, веденого вала. Перевірний розрахунок підшипників кочення, шпонкових з’єднань, муфт. Змащування редуктора, вибір мастила.

контрольная работа [1,1 M], добавлен 02.09.2010
Розрахунок одноступінчатого редуктора
Вибір електродвигуна, кінематичний та силовий розрахунок приводу до стрічкового конвеєра. Розрахунок механічних та клинопасових передач, зубів на витривалість при згині, валів редуктора, шпонкових з’єднань. Обрання мастила та підшипників для опор валів.

курсовая работа [611,9 K], добавлен 11.02.2014
Проектування приводу стрічкового транспортера з розробкою одноступеневого косозубого редуктора
Кінематичний розрахунок рушія та вибір електродвигуна. Розрахунок зубчастої передачі редуктора. Конструктивні розміри шестерні, колеса та корпуса. Перевірочний розрахунок підшипників та шпонкових з’єднань. Змащування зубчастої пари та підшипників.

курсовая работа [2,0 M], добавлен 29.12.2013
Проектування приводу ланцюгового конвеєра механообробної ділянки
Визначення основних параметрів та вибір електродвигуна. Вихідні дані для розрахунку передач приводу. Проектування передач приводу та конструювання валів, визначення їх розмірів. Вибір підшипників кочення та муфт. Конструювання елементів корпусу.

курсовая работа [1,4 M], добавлен 17.09.2010
Редуктор
Вибір електродвигуна, кінематичний розрахунок. Розрахунок параметрів зубчастих коліс, валів редуктора. Конструктивні розміри шестерні і колеса. Вибір підшипників кочення. Перевірка шпоночних з'єднань. Вибір та розрахунок муфти. Робоче креслення валу.

курсовая работа [3,3 M], добавлен 19.02.2013
Розрахунок редуктора
Вибір електродвигуна; розрахунок привода, зубчатої передачі, валів редуктора. Конструктивні розміри шестерні, колеса і корпуса редуктора. Перевірка підшипника та шпонкових з'єднань на міцність та довговічність. Посадка шківа і вибір сорту мастила.

курсовая работа [1,1 M], добавлен 08.10.2014
Проектування приводу ланцюгового конвеєра механообробної ділянки
Визначення навантажувально-кінематичних параметрів електродвигуна. Розрахунок передач приводу. Проектування і конструювання валів, визначення їх розмірів. Вибір підшипників кочення по параметрам їх довговічності. Підбір стандартизованих деталей і мастила.

дипломная работа [4,0 M], добавлен 22.09.2010
Конструювання механічної частини приводу конвеєра
Енергокінематичний розрахунок приводу конвеєра. Ескізне компонування редуктора. Розрахунок закритої циліндричної зубчастої передачі. Конструювання вала та перевірка його міцності на згин і кручення. Розрахунок підшипників кочення, шпонкових з’єднанань.

курсовая работа [706,8 K], добавлен 29.03.2011
Розробка конструкції механічного привода
Особливості проектування механічного привода у складі циліндричної та клинопасової передач. Розрахунок валів на міцність при роботі редуктора без заміни підшипників під час строку служби. Компоновочний вибір підшипників. Ескізна компоновка редуктора.

курсовая работа [757,7 K], добавлен 08.09.2014
Привод ланцюгового транспортера
Енергокінематичний розрахунок приводу. Розрахунок ланцюгової та зубчатої передачі, тихохідного та швидкохідного ступеня редуктора. Розробка ескізного проекту. Вибір підшипників для швидкохідного, проміжного та тихохідного валу. Вибір муфти та мастила.

курсовая работа [2,2 M], добавлен 25.03.2013
Привід з черв'ячним редуктором
Розробка і розрахунок проекту механічного приводу з черв'ячним редуктором. Вибір електродвигуна, кінематичні розрахунки і визначення основних параметрів передачі. Розрахунок і конструювання деталей редуктора: розробка валів, вибір підшипників і корпусу.

курсовая работа [504,2 K], добавлен 18.10.2011
Проектування привода стрічкового конвеєра
Вибір електродвигуна. Кінематичні та силові параметри приводу. Проектування зубчастої передачі. Розрахунок валів редуктора, підшипників. Змащування і ущільнення деталей. Розміри корпуса і передач редуктора. Конструювання зубчастої, кулачкової муфти.

курсовая работа [2,8 M], добавлен 27.12.2015
Циліндрична прямозуба передача редуктора
Кінематична схема редуктора. Вибір двигуна та кінематичний розрахунок приводу. Побудова схеми валів редуктора. Побудова епюр згинаючих і крутних моментів. Перевірочний розрахунок підшипників. Конструктивна компоновка та складання силової пари редуктора.

курсовая работа [899,1 K], добавлен 28.12.2014
Чотирьохступінчастий редуктор
Аналіз роботи чотирьохступінчастого редуктора. Обґрунтування призначення посадки з зазором. Розрахунок та проектування калібрів для контролю гладких циліндричних виробів. Розрахунок посадок для підшипників кочення. Вибір посадок для шпонкових з’єднань.

курсовая работа [1,7 M], добавлен 09.10.2011
Розрахунок приводу стрічкового конвеєра
Конструктивні розміри корпуса редуктора. Розрахунок кінематичних і енергосилових параметрів на валах привода. Перевірка міцності шпонкових з’єднань. Вибір матеріалів для змащування та опис системи змащування зачеплення. Уточнений розрахунок валів.

курсовая работа [1002,6 K], добавлен 17.04.2015
Розрахунок допусків і посадок гладких циліндричних з'єднань, підшипників кочення та ковзання, шліцьових та різьбових з'єднань, калібрів. Розрахунок розмірних ланцюгів
Опис вузла кулісного механізму комбінованого верстата. Розрахунок посадки із зазором для підшипника ковзання та гладких циліндричних з'єднань. Визначення розмірів калібрів для контролю вала та отвору. Вибір відхилень для різьбових та шліцьових деталей.

курсовая работа [135,0 K], добавлен 04.07.2010
Структура двоступінчастого редуктора
Проектування та розрахунок двоступінчастого редуктора, визначення кінематичних та силових параметрів приводу. Розрахунок циліндричних передач (швидкохідної та тихохідної), валів редуктора, вибір підшипників та шпонок для вхідного та проміжного валів.

курсовая работа [3,5 M], добавлен 14.10.2011
Одноступінчастий циліндричний редуктор з косозубими колесами
Проект косозубого циліндричного редуктора. Вибір електродвигуна, кінематика; розрахунок зубчастих коліс, валів, ланцюгової передачі. Конструктивні розміри шестерні, колеса і корпуса. Перевірка довговічності підшипників, шпонкових з’єднань; компонування.

курсовая работа [208,5 K], добавлен 13.11.2012
Розрахунок циліндричної косозубої передачі в закритому корпусі
Кінематичний і силовий розрахунок передачі. Вибір матеріалу й визначення допустимих напружень. Перевірочний розрахунок зубців передачі на міцність. Конструктивна розробка й розрахунок валів. Підбір та розрахунок підшипників. Вибір змащення редуктора.

курсовая работа [2,2 M], добавлен 08.01.2013

Другие документы, подобные "Привод з конічно-цилідричним редуктором"

весь список подобных работ

скачать работу можно здесь

сколько стоит заказать работу?

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.