Привод к лесотаске
Краткое описание устройства привода. Кинематический и силовой расчет привода. Расчет клиноременной передачи и закрытой передачи редуктора. Проектный расчет валов редуктора, а также расчет шестерней, колес, подшипников качения и шпоночных соединений.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 24.12.2016 |
| Размер файла | 1,4 M |
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/
6
Министерство образования РБ
ГОУ СПО Октябрьский нефтяной колледж
им. С. И. Кувыкина
Привод к лесотаске
КП 150411 02 СД.02 15 00 00 ПЗ
Выполнил
студент гр. 5Мз-09 В.Ш.Хазиева
Проверил Т.А. Фролова
Г. Г. Майорова
2012
Содержание
Введение
1. Организационная часть
1.1 Краткое описание устройства привода
2. Расчетная часть проекта
2.1 Выбор электродвигателя
2.2 Кинематический и силовой расчет привода
2.3 Расчет клиноременной передачи
2.3.1 Проектный расчет клиноременной передачи
2.3.2 Проверочный расчет клиноременной передачи
2.4 Расчет закрытой передачи редуктора
2.4.1 Проектный расчет зубчатой передачи
2.4.2 Проверочный расчет зубчатой передачи
2.5 Проектный расчет валов редуктора
2.5.1 Расчет быстроходного вала
2.5.2 Расчет тихоходного вала
2.6 Конструктивные размеры шестерни и колеса
2.7 Эскизная компоновка редуктора
2.8 Подбор подшипников качения
2.8.1 Расчет подшипников быстроходного вала
2.8.2 Расчет подшипников тихоходного вала
2.9 Проверочный расчет шпоночных соединений
2.10 Проверочный расчет валов
2.10.1 Проверочный расчет быстроходного вала
2.10.2 Проверочный расчет тихоходного вала
2.11 Смазка редуктора
Список литературы
Введение
Редуктор - это механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, заключенный в отдельный закрытый корпус и работающий в масляной ванне. Назначение редуктора - понижение частоты вращения и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Редуктор, как законченный механизм, соединяется с двигателем и рабочей машиной муфтами. Это принципиально отличает его от зубчатой передачи, встраиваемой в исполнительный механизм. В корпусе редуктора на валах неподвижно закреплены зубчатые или червячные передачи. Валы опираются в основном на подшипники качения. Подшипники скольжения применяют в специальных случаях, когда к редуктору предъявляются повышенные требования по уровню вибраций и шума, при очень высоких частотах вращения, при отсутствии подшипников качения нужного размера или при очень близком расположении параллельных валов редуктора. Редукторы широко применяют в различных отраслях народного хозяйства, в связи, с чем число разновидностей редукторов велико. Ориентироваться во всём многообразии редукторов поможет классификация их по типам, типоразмерам и исполнениям.
Достоинства зубчатых редукторов:
? постоянство передаточного числа и компактность;
? высокий К.П.Д. и длительный срок службы;
? простота обслуживания;
К недостаткам следует отнести следующее:
? для изготовления быстроходных передач требуются станки высокой точности;
? передачи не могут быть предельными и при перегрузке не предохраняют от поломки другие детали машины.
? наличие вибраций;
? невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа.
? при больших межосевых расстояниях зубчатая передача получается громоздкой.
1. Организационная часть
1.1 Краткое описание устройства привода
Исходные данные для расчета:
- мощность на приводном валу рабочей машины Р3, кВт 5,4
- частота вращения приводного вала рабочей машины n3, об/мин 105
Рисунок 1 - Кинематическая схема привода
Данный привод состоит из цилиндрического прямозубого редуктора, на ведущем валу которого находится ведомый шкив открытой ремённой передачи. Привод осуществляется от асинхронного электродвигателя, на валу которого, находится ведущий шкив ремённой передачи.
Редуктор данного привода с вертикальным расположением быстроходного и тихоходного валов. Вращение в приводе передается от электродвигателя редуктору посредством клинового ремня. Пройдя через редуктор, вращение передается непосредственно на вал рабочей машины.
При всем конструктивном разнообразии общепромышленных редукторов они мало различаются по технико-экономическим характеристикам и поэтому ко всем параметрам редуктора применяются средние значения.
2. Расчетная часть
2.1 Выбор электродвигателя
Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От типа двигателя, его мощности, частоты вращения и прочего зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и её привода.
Общий коэффициент полезного действия
, (1)
где - КПД закрытой зубчатой передачи;
- КПД открытой ремённой передачи;
- КПД пары подшипников качения;
- КПД пары подшипников скольжения.
Определим требуемую мощность двигателя , кВт:
кВт (2)
Выбираем асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором серии 4А основного исполнения (закрытые обдуваемые) номинальной мощности , большей, но ближайшей к требуемой : . Применив для расчёта четыре варианта типа двигателя. По таблице 25.3 стр. 347 для требуемой мощности подходят электродвигатели со следующих марок:
Таблица 1 - Электродвигатели асинхронные с короткозамкнутым ротором
|
Тип двигателя |
Номинальная мощность, кВт |
Частота вращения, мин-1 |
||
|
синхронная |
при ном. нагрузке |
|||
|
4АМ 90 L2 У3 |
7,5 |
3000 |
2840 |
|
|
4АМ 100 S4 У3 |
7,5 |
1500 |
1435 |
|
|
4АМ 112 МА6 У3 |
7,5 |
1000 |
955 |
|
|
4АМ 112 МВ8 У3 |
7,5 |
750 |
700 |
2.2 Кинематический и силовой расчёт привода
Определим передаточное число привода для каждого варианта:
, (3)
Производим разбивку передаточного числа привода , принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным uзп=3,15
Таблица 2 - Передаточные числа привода
|
Передаточное число |
Варианты |
||||
|
1 |
2 |
3 |
4 |
||
|
Привода |
6,7 |
9,1 |
13,67 |
27,05 |
|
|
Цилиндрического редуктора |
3,15 |
3,15 |
3,15 |
3,15 |
|
|
Ремённой открытой передачи |
2,13 |
2,9 |
4,34 |
8,6 |
Анализируя полученные значения передаточных чисел, приходим к выводам:
? четвертый вариант затрудняет реализацию принятой схемы двухступенчатого привода посредством цилиндрического редуктора и ремённой передачи из-за большого передаточного числа и всего привода;
? первый вариант не рекомендуется для приводов общего назначения (двигатель весьма металлоёмкий);
? в третьем варианте получилось малое значение передаточного числа ремённой передачи, увеличение которого за счёт увеличения передаточного числа редуктора нежелательно.
Из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее второй. Здесь передаточное число ремённой передачи имеет приемлемое значение.
Определим силовые и кинематические параметры привода. Результаты расчетов сведены в таблицу 3.
Таблица 3 - Определение силовых и кинематических параметров привода
|
Параметр |
Вал |
Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме. дв - оп -зп - рм |
|||
|
Мощность Р, кВт |
дв Б Т рм |
Рдв = 6,04 |
|||
|
Частота вращения n, об/мин |
Угловая скорость щ, 1/с |
дв Б Т рм |
nном= 955 |
=99,96 |
|
|
Вращающий момент Т, Нм |
дв Б Т рм |
Кинематические и силовые параметры привода отражены в таблице 4.
Таблица 4 - Силовые и кинематические параметры привода
|
Тип двигателя 4АМ 112 МА6 У3 Рном = 7,5 кВт nном= 955 об/мин |
||||||||
|
Параметр |
Передача |
Параметр |
Вал |
|||||
|
З |
О |
Двигателя |
Редуктора |
Приводной рабочей машины |
||||
|
быстроходный |
тихоходный |
|||||||
|
Передаточное число u |
uзп=3,15 |
uоп= 2,9 |
Рачетная мощность P1 , кВт |
Рдв=6,04 |
Р1=5,74 |
Р2=5,46 |
Ррм= 5,4 |
|
|
Угловая скорость щ, 1/с |
||||||||
|
КПД |
Частота вращения n, об/мин |
nном=955 |
n1=329,31 |
n2=105 |
npm=105 |
|||
|
Вращающий момент Т, Нм |
Тдв=60,42 |
Т1=166,53 |
Т2=498,54 |
Трм=493,56 |
2.3 Расчёт клиноремённой передачи
Исходные данные:
? Передаваемая мощность Рдв , кВт 6,04
? Вращающий момент на валу электродвигателя Тдв , Нм 60,42
? Частота вращения электродвигателя nном, об/мин 955
? Угловая скорость электродвигателя , 1/с 99,96
? Передаточное число uоп 2,9
Размещено на http://www.allbest.ru/
6
Рисунок 2 - Геометрические и силовые параметры ремённой передачи.
2.3.1 Проектный расчёт клиноременной передачи
Выбираем сечение клинового ремня по номограмме 5.2 стр. 86, - при Рдв=6,04 кВт, nном = 955 об/мин - сечение УО.
По таблице 5.4 стр. 87, определяем минимально-допустимый диаметр ведущего шкива . Для ремня сечением УО и Тдв = 60,42 Нм - . В целях повышения срока службы ремней принимаем значение из стандартного ряда таблица К40 стр. 448, -d1 =100 мм.
Определяем диаметр ведомого шкива :
(4)
где - коэффициент скольжения,
принимаем стандартное значение d2=280 мм.
Определяем фактическое передаточное число :
, (5)
Отклонение передаточного числа:
, (6)
что допустимо.
Ориентировочное межосевое расстояние :
(7)
где высота сечения клинового ремня, для ремня сечения УО - h=10 мм.
Определяем расчётную длину ремня :
(8)
Выбираем ближайшее стандартное значение l=1120 мм.
Уточняем значение межосевого расстояния:
(9)
Найдём угол обхвата ремнём ведущего шкива :
(10)
2.3.2 Проверочный расчёт клиноременной передачи
Определим скорость ремня :
(11)
где допускаемая скорость для клиновых ремней,
Следовательно, условие скоростного ограничения выполняется.
Определяем частоту пробегов ремня :
(12)
где допускаемая частота пробегов ремня, условие Uгарантирует долговечность ремня - 1000…5000 ч.
следовательно, условие выполняется.
Допускаемая мощность, передаваемая одним ремнём :
(13)
где допускаемая приведённая мощность, передаваемая одним клиновым ремнём, из таблицы 5.5 для ремня УО длиной, l0=1600 мм при d1=100 мм и скорости интерполяцией определяем [P0]=1,66 кВт;
коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы, из
таблицы 5.2 стр. 82 при спокойной нагрузке и односменным режимом работы -
коэффициент, учитывающий влияние угла охвата ведущего шкива, из таблицы 5.2 - для клиновых ремней приСб=0,89;
коэффициент, учитывающий влияние отношения расчётной длины ремня к базовой , из таблицы 5.2, при - Cl=0,92
коэффициент, учитывающий число ремней , предварительно определим число ремней по формуле: из таблицы 5.2 при
z=4…5 Сz=0,9.
Определим количество клиновых ремней :
Принимаем z=5.
Определим силу предварительного натяжения :
(14)
Определим окружную силу :
(15)
Определим силы натяжения ведущей и ведомой ветвей:
(16)
(17)
Определим силу давления на вал комплекта ремней :
(18)
2.4 Расчёт закрытой передачи редуктора
Исходные данные:
Быстроходный вал
? угловая скорость вала 34,5
? вращающий момент на валу Т1 , Нм 166,53
? мощность Р1 , кВт 5,74
Тихоходный вал
? угловая скорость вала 10,95
? вращающий момент на валу Т2 , Нм 498,54
? передаточное число - uзп 3,15
Размещено на http://www.allbest.ru/
6
Рисунок 3 - Кинематическая схема закрытой зубчатой передачи.
2.4.1 Проектный расчет зубчатой передачи
Принимаем для шестерни термообработку - улучшение поковки и закалка ТВЧ до твёрдости HRC1 =48...53, HRC1cp=50, для колеса - улучшение поковки НВ2 = 269...302, НВ2ср. = 285
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:
[ун]1 = МПа
[ун]2 = МПа
Расчётное допускаемое напряжение:
[ун] = 0,45([ун]1 +[ ун]2) = 0,45(913+557) = 662 МПа
Проверяем выполнение условия [ун] ? 1,23[ун]2
662 Н/мм2 ? 1,23 · 557 = 685 Н/мм2 - условие выполняется.
Принимаем допускаемые напряжения на изгиб для шестерни и колеса:
[уF]1 = 400 МПа
[уF]2 = МПа
Принимаем расчётные коэффициенты. Выбираем шб= 0,1 , тогда
Шd = 0,5Шб (u + 1) = 0,5 · 0,4 ·(3,15 + 1) = 0,8 и КНв = 1,05
Определяем межосевое расстояние:
бw = 49,5 · (3,15+1) · = 218,53 мм
Принимаем по стандарту бw = 220 мм.
Определяем модуль зацепления.
m= (0,01…0,02) · 220 = 2,2…4,4 мм.
Принимаем m=4 мм.
Суммарное число зубьев
ZУ = = 110
z1 = zУ/(u + 1)=110/(3,15+1)=26,51, принимаем z1 =26
z2= zУ - z1 = 110-26=84.
Фактическое передаточное число u' = 84/26 = 3,154
Отклонение от заданного ((3,154 - 3,15)/3,154) 100% = 0,13 % < 2%
Основные геометрические размеры шестерни и колеса:
Рисунок 4 - Геометрия зубчатой цилиндрической передачи.
а) диаметры делительных окружностей
d1 = mz1=4·26=104 мм
d2 = mz2=4·84=336 мм
б) фактическое межосевое расстояние
бw' = (d1 + d2)/2 = (104 + 336)/2 = 220 мм
в) диаметры вершин зубьев
da1=d1+2m=104+2·4=112 мм
da2=d2+2m=336+2·4=344 мм
в) диаметры впадин
df1=d1-2,4m=104-2,4·4=94,4 мм
df2=d2-2,4m=336-2,4·4=326,4 мм
г) ширина венца колеса и шестерни
b2 = шб·бw = 0,1 · 220 = 22
b1 = b2 + 5 = 27 мм
Силы в зацеплении:
а) окружная
Ft = 2 · T2/d2= 2 · 498,54 · 103/336 = 2967,5 Н
б) радиальная
Fr = Ft tg200 = 2967,5 · tg200= 1080,1 Н
Окружная скорость:
х = щ1d1/2 = 34,5 · 104·10-3 /2= 1,8 м/с
Назначаем 9 степень точности.
Уточняем коэффициент ширины венца колеса
Шd=b2/d1=22/104 = 0,212
Тогда КHв = 1; КНб = 1; KHv = 1,03.
2.4.2 Проверочный расчет зубчатой передачи
Контактные напряжения рабочих поверхностей зубьев:
уH=436·=571,42 МПа < [уH]= 662 МПа
Условие прочности выполняется.
Вычисляем эквивалентные числа зубьев и определяем коэффициенты формы зуба шестерни и колеса: привод редуктор подшипник соединение
zv1 = z1 = 26 YF1 = 3,88
zv2 = z2 = 84 YF2 = 3,61
Определяем для шестерни и колеса отношение
[уF]1/YF1 = 400/3,88 = 103,1 МПа
[уF]2/YF2 = 293/3,61 = 81,16 МПа
Так как 81,16 < 103,1 , то расчёт на изгиб ведём по колесу.
Определяем напряжения на изгиб:
уF = ? [уF]
KFв = 1; KFv= 1,07; KFб = 0,92; Yв = 1
уF = =119,84МПа < [уF2] =293 МПа
условие прочности на изгиб выполняется.
2.5 Проектный расчёт валов редуктора
Исходные данные:
? вращающий момент на быстроходном валу редуктора Т1 ,Нм 166,53
? вращающий момент на тихоходном валу редуктора Т2 ,Нм 498,54
? допускаемое напряжение при кручении , МПа 10…25
2.5.1 Расчёт быстроходного вала
Принимаем допускаемое напряжение =25 МПа
Определим диаметр выходного конца вала (см. рисунок 6):
(19)
По ГОСТ принимаем
Длина выходного конца вала под шкив ремённой передачи :
(20)
мм , конструктивно принимаем мм.
Определим диаметр вала под уплотнение крышки с отверстием и правый подшипник :
(21)
где - высота буртика, при диаметре ступени из табл. 7.1 стр. 112
Принимаем ближайшее стандартное значение диаметра вала соответствующее диаметру внутреннего кольца подшипника -
Определим длину ступени вала под правый подшипник и уплотнение крышки подшипника :
(22)
Определим диаметр вала под шестерню :
(23)
где - координата фаски подшипника, при диаметре ступени из таблицы 7.1 стр. 112
принимаем
Длину ступени вала под шестерню определим графически по эскизной компоновке.
Диаметр вала под левый подшипник: .
По диаметру вала в местах посадки подшипников в соответствии с таблицей 7.2 стр. 115 для быстроходного вала прямозубой цилиндрической передачи предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии 308, имеющие следующие размеры: d= 40 мм; D1=90 мм; В1 =23 мм.
Определим длину ступени вала под правый подшипник :
(24)
где - толщина маслозащитного кольца,
Размещено на http://www.allbest.ru/
6
Рисунок 5 - Конструкция быстроходного вала цилиндрического редуктора.
2.5.2 Расчёт тихоходного вала
При расчёте тихоходного вала принимаем1=15 МПа.
Определим диаметр выходного конца вала по формуле:
мм
По ГОСТ принимаем
Определим длину выходного конца тихоходного вала :
(25)
мм, принимаем мм
Определим диаметр вала под левый подшипник
где - высота буртика, при диаметре ступени t=3 мм.
Принимаем стандартное значение диаметра .
Определим длину ступени вала под левый подшипник :
(26)
.
Определяем диаметр вала под колесо по формуле:
Принимаем .
где - координата фаски подшипника, при диаметре ступени из таблицы 7.1 стр. 112 r=3,5 мм
Диаметр вала под правый подшипник:
Длину ступени вала под колесо определим графически по эскизной компоновке.
По диаметру вала в местах посадки подшипников предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии 313, имеющие размеры: d= 65 мм; D1=130 мм; В1 =31 мм.
Определим длину ступени под правый подшипник :
(27)
Размещено на http://www.allbest.ru/
6
Рисунок 6 - Конструкция тихоходного вала цилиндрического редуктора.
2.6 Конструктивные размеры шестерни и колеса
Геометрические параметры проектного расчёта передачи:
? для шестерни: d1 = 104 мм; da1=112 мм; df1=94,4 мм; b1 = 27 мм
? для колеса: d2 = 336 мм; da2=344 мм; df2=326,4 мм; b2 = 22 мм
Высчитываем дополнительные геометрические размеры передачи:
? диаметр ступицы колеса
(28)
принимаем
? высота венца колеса
(29)
принимаем s=10 мм.
? толщина ступицы колеса
(30)
? толщина диска колеса
(31)
.
? длину ступицы колеса
(32)
Принимаем
? фаски на колесе и шестерне
(33)
принимаем f=2,5 мм.
2.7 Эскизная компоновка редуктора
Наметим расположение проекций компоновки в соответствии со схемой привода и наибольшими размерами колес. Проведём оси проекций и осевые линии валов на межосевом расстоянии друг от друга.
Вычертим зубчатую пару в соответствии с геометрическими параметрами проектного расчёта передачи:
? для шестерни: d1 = 104 мм; da1=112 мм; df1=94,4 мм; b1 = 27 мм
? для колеса: d2 = 336 мм; da2=344 мм; df2=326,4 мм; b2 = 22 мм
Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колес за внутренние стенки корпуса редуктора контур стенок проводим с зазором . Такой же зазор предусматриваем между подшипниками и контуром стенок. Расстояние y между дном корпуса и поверхностью колес принимаем Действительный контур корпуса зависит от его кинематической схемы, размеров деталей передач, системы смазки и т. п., и определяется при разработке конструктивной компоновки.
Вычерчиваем ступени вала на соответствующих осях по размерам , полученным в проектном расчёте валов.
Длина 3-й ступени получается конструктивно, как расстояние между противоположными стенками редуктора.
На 2 и 4 ступенях вычертим подшипники 306 и 212 по размерам:
308 - d= 40 мм; D1=90 мм; В1 =23 мм.
313 - d= 65 мм; D1=130 мм; В1 =31 мм.
Контуры подшипников наносим основными линиями, диагонали - тонкими.
Определяем расстояния и между точками приложения реакций подшипников валов. Для радиальных подшипников точка приложения реакции лежит в средней плоскости подшипника:
? для быстроходного вала:
(34)
где - толщина маслозащитного кольца,
? для тихоходного вала:
(35)
где - толщина прижимного кольца и зазора,
Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передачи. Наиболее распространённый способ изготовления корпусов - литьё из серого чугуна (СЧ 15). Выбираем конструкцию разъёмного корпуса, состоящего крышки и основания.
а) Форма корпуса определяется в основном технологическими, эксплуатационными и эстетическими условиями с учётом его прочности и жёсткости. Этим требованиям удовлетворяет корпус:
? прямоугольной формы, с гладкими наружными стенками без выступающих конструктивных элементов;
? подшипниковые бобышки и ребра внутри;
? стяжные болты только по продольной стороне корпуса;
? крышки подшипниковых узлов для валов редуктора - врезные;
? фундаментные лапы не выступают за габариты корпуса.
Габаритные размеры корпуса определяются размерами расположенной в корпусе редукторной пары и кинематической схемой редуктора. Редукторная пара вписывается в параллелепипед.
Толщина стенок корпуса, стенок крышки и ребер жёсткости. В проектируемом одноступенчатом редукторе толщину стенок крышки и основания корпуса принимаем одинаковыми:
(36)
Примем
б) Фланцевые соединения предназначены для соединения корпусных деталей редуктора. В корпусе проектируемого цилиндрического редуктора четыре фланца:
? фундаментный фланец основания корпуса предназначен для крепления редуктора к фундаментной раме. Опорная поверхность фланца выполнена в виде четырех небольших платиков. Редуктор крепится к раме 4 болтами М16 с шестигранной головкой;
? Фланец крышки и основания корпуса соединяет крышку корпуса с основанием по всему контуру разъёма винтами М12 с цилиндрической головкой и шестигранным углублением под ключ. На коротких боковых сторонах не соединенных винтами, фланец расположен внутрь корпуса; на длинных продольных сторонах, соединенных винтами фланец располагается: в крышке корпуса - наружу от стенки, в основании - внутрь.
? Фланец для крышки смотрового окна предназначен для крепления крышки смотрового люка винтами М6 со шлицем под отвёртку. Размеры сторон фланца, количество винтов и расстояние между ними устанавливают конструктивно в зависимости от места расположения окна и размеров крышки; высота фланца 3…5 мм.
? Опорные платики (фланцы) служат для прикрепления к корпусу сливных пробок, отдушин, маслоуказателей на крышке и основании корпуса. Размеры сторон платиков должны быть на величину больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей. Высота платика -
в) Подшипники быстроходного и тихоходного валов размещаем в подшипниковых бобышках, предназначенных для размещения комплекта деталей подшипникового узла.
Внутренний диаметр подшипниковой бобышки равен диаметру наружного кольца подшипника - , а наружный диаметр:
(37)
где - толщина стенки корпуса.
Dнар1=90+3·8=114 мм; Dнар1=130+3·8=154 мм
г) Детали и элементы корпуса
? Смотровой люк служит для контроля сборки и осмотра редуктора при эксплуатации. Для удобства осмотра его располагают на верхней крышке корпуса, что позволяет использовать люк для заливки масла. Смотровой люк делаем прямоугольной максимально возможных размеров. Люк закрывают стальной крышкой толщиной . Для того чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль, под крышку ставят уплотняющую прокладку из картона толщиной 1,5 мм. Крышки крепятся к корпусу винтами с полукруглой головкой.
? Установочные штифты. Расточку отверстий под подшипники в крышке и основании корпуса производят в сборе. Перед расточкой устанавливают два фиксирующих штифта на возможно большем расстоянии друг от друга для фиксации относительного положения крышки корпуса и основания при последующих сборках. Фиксирующие конические штифты располагаем вертикально. Диаметр штифта
(38)
где - диаметр соединительного винта,
принимаем
? Отжимные винты. Уплотняющее покрытие плоскости разъёма склеивает крышку и основание корпуса, для того чтобы обеспечить их разъединение, при разборке применяют отжимные винты, которые ставят в двух противоположных местах крышки корпуса. Диаметр винтов принимаем равным диаметру соединительных винтов.
? Для подъёма и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора применяем сквозные отверстия в корпусе.
? Отверстия под жезловый маслоуказатель и сливную пробку располагаем рядом на одной стороне основания корпуса в доступных местах.
При установке маслоуказателя и сливной пробки с цилиндрической резьбой обязательно применяют уплотнительные прокладки из паронита или резиновое кольцо.
2.8 Подбор подшипников качения
Проводим предварительный выбор подшипников редуктора
В соответствии с таблицей 7.2 стр.115 выбираем тип, серию и схему установки подшипников: для цилиндрической прямозубой передачи - радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии.
Выбираем типоразмер подшипников по величине диаметра внутреннего кольца, равного диаметру 2-ой и 4-ой ступеней.
Выписываем основные параметры подшипников валов: геометрические размеры и значение грузоподъёмности:
? - диаметр внутреннего кольца подшипника;
? - диаметр наружного кольца подшипника;
? - ширина шарикоподшипников;
? - динамическую грузоподъёмность;
? - статическую грузоподъёмность.
№ 308 - d= 40 мм; D1=90 мм; В1 =23 мм.
№ 313 - d= 65 мм; D1=130 мм; В1 =31 мм.
Исходные данные:
? вращающий момент на быстроходном валу редуктора Т1 ,Нм 166,53
? вращающий момент на тихоходном валу редуктора Т2 ,Нм 498,54
? угловая скорость быстроходного вала щ1 , с-1 34,5
? угловая скорость тихоходного вала щ2 , с-1 10,95
? окружная сила зубчатой передачи Ft , Н 2967,5
? радиальная сила зубчатой передачи Fr , Н 1080,1
? консольная сила от открытой передачи Fоп , Н 1983,1
? делительный диаметр шестерни d1 , мм 104
? делительный диаметр колеса d2 , мм 336
? расстояние между точками приложения консольной силы и реакциями ближайшей опоры
? расстояние между реакциями опор валов lб , lТ , мм 121
2.8.1 Расчёт подшипников быстроходного вала
Нанесём составляющие реакций подшипников:
? опора А -
? опора B -
Определяем реакции опор от сил действующей в горизонтальной плоскости
RAX = 1483,755 Н RBX = 1483,75Н
Проверка:
-1483,75-1483,75+2967,5=0
Определим изгибающие моменты в опасных сечениях вала:
МY1 = МY2 =0
МY3 = RAX ·lБ/2 = 1483,75·0,121/2=89,77 Нм
МY4= 0
Построим в масштабе эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости в масштабе (рисунок 8).
Размещено на http://www.allbest.ru/
6
Рисунок 7 - Расчётная схема быстроходного вала редуктора.
Определяем реакции опор от сил действующих в вертикальной плоскости
RAY = -3024,61 Н RBY = 2121,61 Н
Отрицательное значение RBY показывает, что действительное направление реакции RBY противоположно направлению, указанному на рисунке.
Проверка:
Определим изгибающие моменты в опасных сечениях вала:
МХ1 = МХ4=0
МХ2 = Fоп ·lоп = 1080,1 · 0,0965 = 104,22 Нм
МX3= RBY ·lб/2= 2121,61 · 0,121/2 = 128,36 Нм
Построим в масштабе эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости и эпюру крутящих моментов
Мz= Ft2 · d1/2=2967,5 · 0,104/2 = 154,31 Нм (рисунок 8).
Определяем суммарные реакции опор и :
(39)
Расчёт эквивалентной нагрузки выполняем для подшипника с большей радиальной нагрузкой - RA=3369 H. Осевая нагрузка на подшипники отсутствует, поэтому принимаем коэффициенты
? коэффициент радиальной нагрузки -
? коэффициент осевой нагрузки -
? коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника -
? коэффициент безопасности -
? температурный коэффициент (до 100С) -
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:
(40)
Определяем расчётную динамическую грузоподъемность наиболее нагруженного подшипника :
, (41)
где - ресурс редуктора общего применения в часах,
Что удовлетворяет динамической грузоподъёмности подшипника.
Определяем расчётную долговечность подшипника :
, (42)
что удовлетворяет ресурсу редуктора.
2.8.2 Расчёт подшипников тихоходного вала
Нанесём составляющие реакций подшипников (рисунок 9):
? опора C -
? опора D -
Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости :
RСX = 1483,75 Н RDX = 1483,75 Н
Проверка: ?Fx=-1483,75-1483,75+2967,5=0
Определим изгибающие моменты в опасных сечениях вала:
МY1 = МY2 =0
МY3 = RDX ·lT/2 = 1483,75·0,121/2=89,8 Нм
МY4= 0
Построим в масштабе эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости в масштабе (рисунок 9).
Определяем реакции опор от сил действующих в вертикальной плоскости
RDY = 540,055 Н RCY = 540,05 Н
Определим изгибающие и крутящие моменты в опасных сечениях тихоходного вала:
МХ1 = МХ2= МХ4=0
МX3= RCY ·lT/2= 540,05· 0,121/2 = 32,7Нм
Построим в масштабе эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости рисунок 9.
Строим в масштабе эпюру крутящих моментов
Мz= Ft2 · d2/2= 2967,5 · 0,366/2 = 543,1 Нм (рисунок 8).
Суммарные реакции опор и определим по формуле (66):
Расчёт эквивалентной нагрузки выполняем для подшипника с радиальной нагрузкой -Rc=RD=1579 H. Осевая нагрузка на подшипники отсутствует поэтому принимаем коэффициенты
? коэффициент радиальной нагрузки -
? коэффициент осевой нагрузки -
? коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника -
? коэффициент безопасности -
? температурный коэффициент (до 100С) -
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:
Определяем расчётную динамическую грузоподъемность наиболее нагруженного подшипника :
Размещено на http://www.allbest.ru/
6
Рисунок 8 - Расчётная схема тихоходного вала редуктора.
что удовлетворяет динамической грузоподъёмности подшипника.
Определяем расчётную долговечность подшипника:
,
что удовлетворяет ресурсу редуктора
2.9 Проверочный расчёт шпоночных соединений
Для соединения вала с деталями, передающими вращение, применяем призматические шпонки со скруглёнными концами, выполненные из стали 45, имеющей предел прочности . В курсовом проекте необходимо рассчитать два шпоночных соединения:
? шкив открытой передачи с ведущим валом редуктора;
? зубчатого цилиндрического колеса с ведомым валом редуктора.
Исходные данные:
? момент на быстроходном валу редуктора Т1 , Нм 166,53
? диаметр быстроходного вала под шкив открытой передачи 35
? момент на тихоходном валу редуктора Т2 , Нм 498,54
? диаметр тихоходного вала под зубчатое цилиндрическое колесо 80
По диаметру ступени вала подбираем стандартные призматические шпонки со скруглёнными концами.
а) Шпоночное соединение шкива ременной передачи с выходным концом быстроходного вала редуктора =35 мм длина ступени вала =50 мм.
Из таблицы К42, выбираем шпонку:
? ширина - b=10 мм;
? высота - h=8 мм;
...Подобные документы
Энергетический, кинематический и силовой расчеты привода. Расчет зубчатой передачи и валов редуктора, силовая схема нагружения. Конструирование зубчатых колес и эскизная компоновка редуктора. Проверочный расчет подшипников качения и шпоночных соединений.
курсовая работа [767,6 K], добавлен 25.06.2011Кинематический 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 клиноременной передачи. Расчет прямозубой и косозубой цилиндрической передачи редуктора. Эскизная компоновка редуктора. Конструирование валов редуктора и зубчатых колес. Смазывание узлов привода.
курсовая работа [2,6 M], добавлен 22.10.2011Выбор 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 расчет привода. Предварительный и уточненный подбор закрытой косозубой цилиндрической передачи редуктора, валов, подшипников и шпоночных соединений. Конструирование зубчатых колес и корпуса редуктора. Выбор смазки колес и подшипников.
курсовая работа [426,8 K], добавлен 28.10.2012Выбор 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 24.01.2016Силовой расчет привода. Расчет зубчатой передачи редуктора. Проектировочный и проверочный расчеты валов, колес, корпуса редуктора и подшипников. Выбор шпонок и проверка их на прочность. Цилиндрические и конические передачи с прямыми и косыми зубьями.
курсовая работа [745,8 K], добавлен 24.03.2012Кинематический расчет привода закрытой цилиндрической зубчатой передачи, выбор электродвигателя. Расчет открытой клиноременной передачи. Прочностной расчет быстроходного вала редуктора, подшипников качения. Обоснование и выбор соединительных муфт.
курсовая работа [807,6 K], добавлен 09.10.2014Кинематический 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 20.12.2014Подбор электродвигателя, определение требуемой мощности. Расчет редуктора, выбор материалов для колес и шестерен. Расчет клиноременной передачи. Эскизная компоновка редуктора. Выбор и проверка шпонок. Проверочные расчеты валов, подшипников качения.
курсовая работа [4,2 M], добавлен 16.03.2015Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет клиноременной передачи привода, зубчатых колес редуктора, валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Компоновка редуктора. Проверка долговечности подшипников.
курсовая работа [505,0 K], добавлен 11.11.2008Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода, быстроходной и тихоходной ступени. Ориентировочный расчет валов редуктора, подбор подшипников. Эскизная компоновка редуктора. Расчет клиноременной передачи. Проверка прочности шпоночных соединений.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 05.10.2014Кинематический 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 и силовой расчет привода конвейера. Определение основных геометрических параметров зубчатого зацепления быстроходной и тихоходной ступеней. Расчет клиноременной передачи, подшипников качения и шпоночных соединений. Выбор смазки редуктора.
курсовая работа [1017,7 K], добавлен 22.10.2011Выбор электродвигателя и его обоснование. Кинематический и силовой расчет привода, его передач. Размеры зубчатых колес, корпуса редуктора. Проверка долговечности подшипников, шпоночных соединений. Уточненный расчет валов. Выбор посадок деталей редуктора.
курсовая работа [1,3 M], добавлен 19.06.2014Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет, расчет клиноременной передачи, зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Этапы компоновки редуктора. Проверка долговечности подшипников. Уточненный расчет валов.
курсовая работа [616,5 K], добавлен 29.09.2010Кинематический и энергетический расчет привода. Расчет клиноременной и червячной передач. Конструирование и определение размеров зубчатых колес и элементов корпуса редуктора. Проектирование и расчет валов. Расчет шпоночных соединений и выбор подшипников.
курсовая работа [242,3 K], добавлен 01.03.2010Энергетический, кинематический расчет привода. Выбор материала. Предварительный расчет зубчатой передачи, валов редуктора и цепной передачи. Проверка прочности шпоночных соединений. Расчет подшипников и валов. Выбор муфты. Смазывание зубчатого зацепления.
курсовая работа [436,0 K], добавлен 19.04.2013Кинематический расчет привода редуктора. Расчет валов и подшипников. Конструктивные размеры шестерен, колес, звездочки конвейера и корпуса редуктора. Проверка долговечности подшипников, шпоночных и шлицевых соединений. Компоновка и сборка редуктора.
курсовая работа [175,3 K], добавлен 04.11.2015Кинематический 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 28.10.2010
