Размещено на http://www.allbest.ru/

Техническое задание №12 Вариант 1

Кинематическая схема привода к мешалке:

1- цепная передача;

2- грузовая цепь;

3- червячный редуктор;

4- упругая втулочно-пальцевая муфта;

5- двигатель;

6- натяжное устройство;

Исходные данные	Вариант
	12
Тяговая сила цепи F, kH	5
Скорость грузовой цепи v, м/c	0,2
Шаг грузовой цепи p, мм	80
Число зубьев звездочки, z	8
Угол наклона цепной передачи ¦И, град	30
Допускаемое отклонение скорости грузовой цепи д, %	4
Срок службы привода Lr,лет	7

Содержание

редуктор привод электродвигатель кинематический

1. Введение

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода

3. Расчёт открытой передачи

4. Расчёт закрытой передачи

5. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипника

6. Построение эпюр изгибающихся и крутящихся моментов

7. Проверочный расчет подшипников

8. Конструирование зубчатых, червячных колес и червяков

9. Конструирование корпуса редуктора

10. Уточненный расчет валов

11. Тепловой расчет червячного редуктора

12. Проверка прочности шпоночных соединений

13. Выбор муфты

14. Смазывание. Выбор сорта масла

15. Сборка редуктора

16. Заключение

17. Список использованной литературы

Спецификация

1. Введение

Инженер-конструктор является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени определяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем, что заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук.

При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам. При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы. Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2.1 Общий КПД привода равен произведению КПД всех элементов привода:

где - КПД закрытой передачи

- КПД открытой передачи

- коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения

- коэффициент, учитывающий потери в муфте

2.2 Мощность рабочей машины:

2.3 Требуемая мощность электродвигателя:

2.4 По требуемой мощности Р_тр= 1,395 кВт выбираем электродвигатель асинхронный трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения n_cинх = 1000 об/мин, n_ном =936 об/мин, типоразмер 4A90L6У3 с параметрами P_дв =1,5 кВт и скольжением 6.4% (ГОСТ 19523-81).

2.5 Угловая скорость двигателя:

2.6 Угловая скорость звездочки:

2.7 Частота вращения звездочки:

2.8 Передаточное число привода:

2.9 Передаточное число открытой передачи

2.10 Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного звездочки

Вал А
Вал В
Вал С

2.11 Вращающие моменты:

1) На валу двигателя:

2) На валу червяка:

3) На валу червячного колеса:

4) На валу рабочей машины:

3. Расчет открытой передачи

Цепная передача

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь:

Вращающий момент на ведущей звездочке:

Передаточное число было принято ранее:

Число зубьев: ведущей звездочки

ведомой звездочки

Принимаем

Тогда фактическое

Отклонение: , что допустимо.

Расчетный коэффициент нагрузки

где К_д = 1,25 - динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

К_а = 1 - коэффициент, учитывает влияние межосевого расстояния при а_ц (30ч60)t;

К_н=1 -коэффициент влияние угла наклона линии центров при = 45;

К_р - коэффициент, учитывает способ регулирования натяжения цепи К_р = 125 при периодическом регулировании натяжения цепи;

К_см - коэффициент учитывает способ смазки; при непрерывной смазке

К_см = 15;

К_п - учитывает продолжительность работы передачи в сутки при односменной работе К_п = 1.

Для определения шага цепи надо знать допускаемое давление [p] в шарнирах цепи. По таблице 7.18 [1] принимаем ориентировочно[p] = 20 МПа, число рядов цепи m=1, n₃ =74,.9

Шаг однорядной цепи

Подбираем по таблице 7.15 цепь ПР-25,4-60,0 по ГОСТ 13568-75, имеющую: шаг t = 25,4 мм; разрушающую нагрузку Q = 60 кН; массу q = 2,6 кг/м; А_оп = 179,7 мм².

Скорость цепи

м/с.

Окружная сила

H.

Давление в шарнирах проверяем по формуле 7.39:

МПа.

Уточняем по таблице 7.18 допускаемое давление

[р] = ((36+29)/2)*[ 1 + 001 (z₃ - 17)] = 46 [1 + 001 (23 - 17)] =

34.45 МПа.

Условие р [p] выполнено. 19.5 34/45 В этой формуле 34.45 МПа - табличное значение допускаемого давления по табл. 7.18 при n=50 об/мин и t=12,7 мм.

Определяем число звеньев цепи по формуле 7.36:

где (страница 148);

z = z₃ + z₄ = 23 + 94 = 117

тогда L_t = 2 ? 40 + 05 ? 117 + = 141,69.

Округляем до четного числа L_t = 142.

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле 7.37

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 04% т.е. на 1024 ? 0004 4 мм.

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек по формуле 7.34:

мм;

мм.

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек по формуле 7.35:

мм

мм,

где d₁ = 15,88 мм - диаметр ролика цепи (таблица 7.15).

Силы, действующие на цепь:

Окружная F_tц = 1504Н (определена выше).

От центробежных сил F_v = q ? ² = 2,6 ? 0,73² = 1,39 H

От провисания цепи F_f = 981 ? K_f ? q ? а_ц = 981 ? 15 ? 2,6 ? 1,02= 39 Н,

где K_f=1,5 при угле наклона передачи 30° (см. с. 151).

Расчетная нагрузка на валы

F_в = F_tц + 2F_f = 1504 + 2 ? 39 = 1582 H.

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи (формула 7.40)

> [S] = 7,45

где [S] = 7,45- нормативный коэффициент запаса прочности цепи (таблица 7.19).

Условие S > [S] выполнено.

4. Расчёт закрытой передачи

Число витков червяка z₁ принимаем в зависимости от передаточного числа: при u=12,5 принимаем z₁=4 (с. 55).

Число зубьев червячного колеса:

z₂= z₁ * u = 4*12,5=50.

Принимаем стандартное значение z₂=50 (табл. 4.1).

При этом u=z₂/z₁=50/4=12,5.

Отличие от заданного %=0%.

По ГОСТ 2144-76 допустимо отклонение 4%.

Выбираем материал червяка и венца червячного колеса. Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием.

Так как к редуктору не предъявляются специальные требования, то в целях экономии принимаем для венца червячного колеса бронзу БрА9ЖЗЛ (отливка в песчаную форму).

Предварительно принимаем скорость скольжения в зацеплении v_s?5м/с. Тогда при длительной работе допускаемое контактное напряжение =155МПа (табл. 4.9). Допускаемое напряжение изгиба для нереверсивной работы =K_FL. В этой формуле K_FL=0,543 при длительной работе, когда число циклов нагружения зуба N_У>25·10⁷; =98МПа - по табл. 4.8;

=0,543·98=53,3МПа;

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q=10.

Вращающий момент на валу червячного колеса:

Вычислено выше

Принимаем предварительный коэффициент нагрузки К=1,2.

Определяем межосевое расстояние из условий контактной выносливости [формула (4.19)]:

Модуль:

m=

Принимаем по ГОСТ 2144-76 (табл. 4.2) стандартные значения m=4мм, q=12,5.

Межосевое расстояние при стандартных значениях m и q

мм.

Основные размеры червяка:

Делительный диаметр червяка:

=qm=12,5·4 =50 мм;

Диаметр вершин витков червяка:

=d₁+2m=50+2·4=58 мм;

Диаметр впадин витков червяка:

= d₁-2,4m=50-2,4·4=40,4 мм;

Длина нарезной части шлифованного червяка[формула (4.7)]:

b₁ (12,5+0,09z₂)m+25=(12,5+0,09·50)4+25=94,6 мм;

Принимаем b₁=95мм;

Делительный угол подъема витка (по табл. 4.3): при z₁=4 и q=12,5 =.

Основные размеры венца червячного колеса:

Делительный диаметр червячного колеса:

мм;

Диаметр вершин зубъев червячного колеса:

мм

Диаметр впадин зубъев червячного колеса:

мм

Наибольший диаметр червячного колеса:

мм

Ширина венца червячного колеса [формула (4.12)]:

мм округляем до 39 мм

Окружная скорость червяка:

м/с.

Скорость скольжения:

м/с.

При этой скорости МПа (табл. 4.9).

Отклонение ; к тому же межосевое расстояние по расчету было получено мм, а после выравнивания m u g по стандарту было увеличено до , т.е на 5.2%, и перерасчет по формуле (4.19) делать не нужно, необходимо лишь проверить . Для этого уточняем КПД редуктора [формула (4.14)]. При скорости =2.58 м/с приведенный коэффициент трения для безоловянной бронзы и шлифованного червяка (табл. 4.4) и приведенный угол трения .

КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивание масла:

По табл. 4.7 выбираем 7-ю степень точности передачи. В этом случае коэффициент динамичности .

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки [формула (4.26)]:

где коэффициент деформации червяка при q=12.5 u z₁=4 по табл. 4.6 .

Примем вспомогательный коэффициент х=0,6 (незначительное колебания нагрузки, с.65):

Коэффициент нагрузки

Проверяем контактные напряжения [формула (4.23)]:

Мпа.

Результат расчета следует принять почти удовлетворительном, т.к расчетное напряжение ниже допускаемое 23 % (разрешается до 15%).

Проверка прочности зубьев червячного колеса на изгиб.

Эквивалентное число зубьев:

Коэффициент формы зуба по табл. 4.5:

Напряжение изгиба [формула (4.24)]:

МПа

что значительно меньше вычисленного выше МПа.

5. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведомого(вал червячного колеса): Н·мм

ведущего (червяк): Н·мм

Ведущий вал

Витки червяка выполнены за одно целое с валом.

Диаметр выходного конца ведущего вала по расчету на кручении при Мпа:

мм.

Но для соединения его с валом электродвигателя примем:

мм=> ;

Диаметры подшипниковых шеек: мм;

Параметры нарезной части: мм, мм; мм.

Для выхода режущего инструмента при нарезании витков рекомендуется участки вала, принимающие к нарезке, протачивать до диаметра меньше . Длина нарезной части в₁=95мм.

Ведомый вал



Диаметр выходного конца:

мм;

Принимаем =40мм.

Диаметры подшипниковых шеек:

мм;

Диаметр вала в месте посадки червячного колеса:

;

Диаметр ступицы червячного колеса:

;

Принимаем мм.

Длина ступицы червячного колеса:

;

Принимаем мм.

Выбор подшипников качения



В связи с тем, что в червячном зацеплении возникают значительные осевые усилия, примем радиально-упорные подшипники: шариковые средней серии для червяка и роликовые конической средней серии для вала червячного колеса: (табл. П6 и П7):

Условное обозначение подшипника	d	D	B	T	C	e
	мм	кН
36206	30	62	16	16	22	0,57
7209	45	85	20	21	50	0,41

6. Построение эпюр изгибающихся и крутящихся моментов

Силы в зацеплении:

Окружная сила на червячном колесе, равная осевой силе на червяке:

Н.

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:

Н.

Радиальные силы на колесе и червяке:

Н.

Силы, возникающие на муфте: Н.,

Где ,

Ведущий вал

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов. Определение реакций в подшипниках.

Дано:

Н;Н;Н;Н;м;м; м.

1. Вертикальная плоскость

А) определяем опорные реакции, Н;

Н;

Н;

Проверка: Уу=0;; 430-510+80=0.

Б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…3, Н·м.

Н·м; Н·м;

Н·м; Н·м.

2. Горизонтальная плоскость

А) определяем опорные реакции, Н;

Н;

Н;

Проверка: УХ=0; ; 425-305-552+432=0.

Б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях 1…4, Н·м:

Н·мм; Н·м;

Н·м;

Н·мм; Н·м.

3. Строим эпюру крутящих моментов, Н·м:

Н·м.

4. Определяем суммарные радиальные реакции, Н:

Н;

Н.

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях 2 и 3, Н·м:

Н·м;

Так как , Н·м.

По вычисленным данным строим эпюры изгибающих моментов.

Ведомый вал

Определение реакции в подшипниках. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

Дано:Н;Н;Н;м;м;

м; м; Н;Н;

Н.

1. Вертикальная плоскость

А) определяем опорные реакции, Н:

У;

Н;

Меняем направление вектора реакции на противоположное и получаем .

У;

Н;

Меняем направление вектора реакции на противоположное и получаем Н.

Проверка: Уу=0;

Б) строим эпюры изгибающих моментов относительно Х в характерных сечениях 1…4, Н·м:

Н·м;

Н·м;

Н·м;

Н·м;

Н·м;

2. Горизонтальная плоскость

А) определяем опорные реакции, Н:

У

Н;

У

Н;

Проверка: У

Б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1…4, Н·м:

Н·м;

Н·м;

Н·м;

Н·м;

3. Строим эпюру крутящих моментов, Н·м:

Н·м.

4. Определяем суммарные радиальные реакции, Н:

Н;

Н;

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях 2 и 3, Н·м:

Н·м;

Н·м;

По вычисленным данным строим эпюры изгибающих моментов.



7. Проверочный расчет подшипников

Ведущий вал

Дано: об/мин.; Н; Н; Н;

Подшипники шариковые, радиально - упорные однорядные, легкой серии (установлены враспор).

Характеристики подшипника:

1. Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников:

Н;

Н,

где для подшипников шариковых радиально-упорных с углом коэффициент осевого нагружения е=0,38.

2. Так как <, осевые нагрузки подшипников определяются следующим образом:

Н;

Н;

3. Рассмотрим левый подшипник.

Отношение: R_a1 / R_r1 = =0,38=е

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле:

,

где =1,3 (коэффициент, учитывающий условия работы), (при вращении внутреннего кольца подшипника), К_Т=1(температурный коэффициент). Отсюда:

R_Э1=427·1,3=555 Н.

4. Рассмотрим правый подшипник.

Отношение: R_a2/R_r2=>e, поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учетом осевой силы:

,

где коэффициенты Х и Y, при е =0,38, однорядных радиально-упорных

шарикоподшипниках и отношении R_a2/R_r2>e, равны Х=0,45 и Y=1,44.

Н=3,3 кН.

5. Расчётную долговечность определяем по более нагруженному подшипнику.

Расчетная долговечность, млн.об.:

млн.об.

Расчетная долговечность, ч.:

(ч)>5000 (ч).

Подшипник обеспечивает необходимую долговечность и грузоподъёмность, значит подшипник пригоден.

Ведомый вал

Дано: об/мин.; Н; Н; Н; Подшипники роликовые, конические радиально-упорные, средней серии (установлены враспор).

Характеристики подшипника:

1. Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников:

Н;

Н,

2. Так как < и ? осевые нагрузки подшипников определяются следующим образом:

Н;

Н;

3. Рассмотрим левый подшипник.

Отношение: R_a3 / R_r3 = =0,34<е=0,41.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по следующей формуле:

,

где =1,3, , К_Т=1. Отсюда:

R_Э3=1971·1,3=2562 Н.

4. Рассмотрим правый подшипник.

Отношение: P_a4/R_r4=>e,

поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учетом осевой силы:

,

где =1,3, , К_Т=1, X=0.4, Y=1.459 Отсюда:

5. Расчётную долговечность определяем по более нагруженному подшипнику.

Расчетная долговечность, млн.об.:

млн.об.

Расчетная долговечность, ч.:

(ч)>5000 (ч).

Подшипник обеспечивает необходимую долговечность и грузоподъёмность, значит подшипник пригоден.

8. Конструирование зубчатых, червячных колес и червяков

По условиям работы изготовляют составными: центр колеса (ступица с диском) - из стали, реже из серого чугуна, зубчатый венец (обод) - из антифрикционного материала. При единичном и мелкосерийным производстве зубчатые венцы соединяют с центром колеса посадкой с натягом (Н7/u7; H8/u8). При постоянном направления вращения червяного колеса на наружной поверхности центр предусматривается буртик, и эта форма центра является традиционно. В современных конструкциях для упрощения процесса изготовления венца и центра буртик не делают, обеспечивая посадку венца на центр с натягом. При небольших скоростях скольжения и малых диаметрах колеса его можно изготовить цельнолитым.



9. Конструирование корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки

мм.

Принимаем 8 мм.

мм.

Принимаем мм.

Толщина фланцев(поясов) корпуса и крышки

мм.

Толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек

мм.

мм

Принимаем р₂=20 мм

Диаметры фундаментных болтов:

мм

Принимаем болты с резьбой М12: диаметры болтов мм и мм.

10. Уточненный расчет валов

Считаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения -- по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s > [s].

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

На ведущем валу:

Материал червяка - сталь 45 улучшенная; у_в= 780 МПа.

МПа - предел выносливости при симметричном цикле изгиба.

МПа - предел выносливости при симмет-ричном цикле касательных напряжений.

1. Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запас прочности

,

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

При d=20 мм, b=6мм, ,l=25мм

.

.

Принимаем k_у=1,8 и k_ф=1,68 ; масштабные факторы е_ф=0,83 и е_у=0,92; коэффициент ш_ф?0,1.

МПа.

ГОСТ 16162 - 78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть 2,5 при

Приняв у ведомого вала длину посадочной части под муфту l= 25 мм, получим изгибающий момент в сечении А - А:

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

;

.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

МПа.

Коэффициент запаса прочности сечения А-А:

Коэффициент запаса прочности больше требуемого, значит запас прочности обеспечен.

2. Сечение Б-Б. Концентрация напряжений обусловлено посадкой подшипника с гарантированным натягом.

Изгибающий момент на валу:

Осевой момент сопротивления:

Амплитуда нормальных напряжений:

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности сечения Б-Б:

.

Коэффициент запаса прочности больше требуемого, значит запас прочности обеспечен.

3. Проверим стрелу прогиба червяка (расчет на жёсткость).

Привидённый момент инерции поперечного сечения червяка:

Стрела прогиба:

Допускаемый прогиб:

.

Таким образом, жесткость обеспечена, так как

f=0.0359 мм < [f]

Ведомый вал:

Материал вала сталь 45, термическая обработка - нормализация,

у_в= 580 МПа.

МПа - предел выносливости при симметричном цикле изгиба.

МПа - предел выносливости при симмет-ричном цикле касательных напряжений.

Сечение В-В. Концентрация напряжений обусловлено наличием шпоночной канавки (в месте посадки червячного колеса).

При d=50 мм, b=16 мм, ,l=63 мм

.

.

Принимаем k_у=1,59 и k_ф=1,49; масштабные факторы е_у=0,82; е_ф=0,7; коэффициент ш_ф?0,1.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

МПа.

Приняв у ведомого вала длину посадочной части под зубчатое колесо l=71 мм, получим изгибающий момент в сечении В-В:

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

изгибающий момент в вертикальной плоскости

суммарный изгибающий момент в сечении В-В:

Н·м;

Амплитуда и среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

;

.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

МПа.

Коэффициент запаса прочности сечения В-В:

.

Коэффициент запаса прочности больше требуемого, значит запас прочности обеспечен.

Сечение Г-Г. Концентрация напряжений обусловлено наличием шпоночной канавки (в месте посадки звездочки).

При d=40 мм, b=12 мм, ,х=20 мм

.

.

Принимаем k_у=1,59 и k_ф=1,49; масштабные факторы е_у=0,85; е_ф=0,73; коэффициент ш_ф?0,1.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

МПа.

суммарный изгибающий момент в сечении Г-Г:

Амплитуда и среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

;

.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

МПа.

Коэффициент запаса прочности сечения Г-Г:

Коэффициент запаса прочности больше требуемого, значит запас прочности обеспечен.

11. Тепловой расчет червячного редутора

Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности м². Условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе:

,

Где Р_ТР.р=1220 Вт - требуемая для работы мощность на червяке.

Считаем, что обеспечивается достаточно хорошая циркуляция воздуха, и принимаем коэффициент теплопередачиВт/(м²·)

.

Так как допускаемый перепад температур равен , перепад температур внутри редуктора находиться в допустимом интервале температур.

12. Проверка прочности шпоночных соединений

Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие. Для этого пользуются данной формулой:

Так как принимаем шпонку со скругленными концами, допускаемое напряжение смятие при стальной ступице .

1. Шпонка на быстроходном валу под муфту

Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78. Диаметр вала в месте запрессовки шпонки мм. Размеры шпонки: мм; мм; мм.

Момент на валу под муфту мм.

Условие выполнено.

2. Шпонка на тихоходном валу под червячное колесо.

Диаметр вала в месте запрессовки шпонки мм. Размеры шпонки: мм; мм; мм.

Момент на валу под червячное колесо мм.

Условие прочности выполнено.

3. Шпонка на тихоходном валу под ведущую звёздочку.

Диаметр вала в месте запрессовки шпонки мм. Размеры шпонки: мм; мм; мм.

Момент на валу под зубчатое колесо мм.

Условие прочности выполнено.

13. Выбор муфты

Для соединения выходных концов двuгameля и быстроходного вала редуктора применяется упругая втулочно-пальцевая муфта. Эта муфты обладает достаточными упругими свойствами и малым моментом инерции для уменьшения пусковых нагрузок на соединяемые валы.

Они получили широкое распространение благодаря простоте конструкции и удобству замены упругих элементов, хотя и имеют небольшую компенсирующую способность и при соединении несоосных валов оказывают большое силовое воздействие на валы и опоры, при этом резиновые втулки быстро выходят из строя.

Полумуфты изготовляют из чугуна марки СЧ 20 (ГОСТ 1412--85) или стали 30Л (ГОСТ 977--88); материал пальцев -- сталь 45 (ГОСТ 1050--88); материал упругих втулок -- резина с пределом прочности или разрыве не менее 8 Н/мм².

Радиальная сила определяется по соотношению:

d=20мм

432 Н.

14. Смазывание. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатых и червяных зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибрации.

Способ смазывания. Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способ (окунанием).

Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5 м/с; для червячных передач с цилиндрическим червяком смазыванием окунанием допустимо до скорости скольжения 10 м/с.

Для открытых зубчатых передач, работающих при окружных скоростях до 4 м/с, обычно применяются периодическое смазывание весьма вязкими маслами или пластичными смазками, которые наносят зубья через определенные промежутками времени. В некоторых случаях применяют капельное смазывание из корыта (при), наполненного вязким маслом и расположенного под зубчатым колесом.

Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях и фактической окружной скорости колес.

Так при и МПа (до 200 МПа или Н/мм²) выбираем масло И-Т-Д-100 с кинематической вязкостью при 40 равным 90…100 мм²/с.

При смазывании окунанием объём масляной ванны редуктора определяется из расчёта 0,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности. Для контроля уровня масла используется трубчатый маслоуказатель, сделанный по принципу сообщающихся сосудов. Он удобен для обзора, но хуже всего защищен от повреждений.

В проектируемых редукторах для смазывания подшипников качения применяют жидкие (при окружных скоростях v>2) и пластичные (при v<2) смазочные материалы. Для червяка с окружной скоростью v=2,45 м/с выберем способ смазывания жидким смазочным материалом, а для подшипника на червячном колесе (при выполнении условия ) - смазывание масляным туманом, образующегося при смазывании червяка окунанием в масляной ванне. Жидкий смазочный материал выбирают в зависимости от диаметра, температуры узла и частоты вращения. При и определяем по номограмме требуемую вязкость масла - .

По определенной требуемой вязкости выбираем масло индустриальное:

И-30А с вязкостью (ГОСТ 20799-75).

15. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Маслоотражаетьные кольца и подшипники следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию, последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышки корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком.. После этого регулируют подшипники распорными втулками с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом.

Проворачиванием валов проверяют отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и трубчатый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

16. Заключение

При выполнении курсового проекта по “Деталям машин” были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.

Целью данного проекта является проектирование привода тарельчатого питателя, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.

В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.

Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении, как курсовых проектов, так и дипломного проекта. Можно отметить, что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям. По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений. По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.

Расчет вала показал, что запас прочности больше допускаемого. Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников меньше паспортной.

При расчете был выбран электродвигатель, который удовлетворяет заданные требования.

17. Список использованной литературы

1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.: Машиностроение, 1988 г., 416с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003 г., 496 c.

3. Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие, изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: 'Янтарный сказ', 2004 г., 454 c.: ил., черт. - Б.ц.

4. Березовский Ю.Н., Чернилевский Д.В., Петров М.С. 'Детали машин', М.: Машиностроение, 1983г., 384 c.

5. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. 'Детали машин: Атлас конструкций.' М.: Машиностроение, 1983 г., 575 c.

6. Гузенков П.Г., 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая школа, 1986 г., 360 с.

7. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Р.Решетова. М.: Машиностроение, 1979 г., 367 с.

8. Дружинин Н.С., Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов, 1975 г., 542 с.

9. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.П. 'Расчеты деталей машин', 3-е изд. - Минск: Высшая школа, 1986 г., 402 c.

10. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., 'Детали машин' 3-е изд. М.: Высшая школа, 1984 г., 310 c.

11. 'Мотор-редукторы и редукторы': Каталог. М.: Изд-во стандартов, 1978 г., 311 c.

12. Перель Л.Я. 'Подшипники качения'. M.: Машиностроение, 1983 г., 588 c.

13. 'Подшипники качения': Справочник-каталог / Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение, 1984 г., 280 с.

Размещено на Allbest.ru

...