Кінематичний розрахунок приводу

[ виправити ] текст може містити помилки, будь ласка перевіряйте перш ніж використовувати.

скачати

Зміст

1. Опис конструкції проектованого приводу

2. Кінематичний розрахунок приводу

2.1 Вибір електродвигуна приводу

2.2 Призначення передавальних чисел

2.3 Розрахунок навантажувальних і кінематичних характеристик

3. Розрахунок передач приводу

3.1 Розрахунок зубчатої передачі

3.2 Розрахунок поліклинового ременя

4. Розрахунок і побудова епюр

4.1 Сили в зачепленні

4.2 Тихохідний вал

4.3 Швидкохідний вал

5. Розрахунок валів на витривалість

5.1 Перевірка на втомну міцність швидкохідного валу

5.2 Перевірка на втомну міцність тихохідного валу

6. Перевірка підшипників кочення на довговічність

6.1 Розрахунок довговічності підшипників 7207 швидкохідного валу

6.2 Розрахунок довговічності підшипників 7209 тихохідного валу

7. Розрахунок елементів корпусу редуктора

8. Визначення елементів зубчастих коліс, шківів

9. Підбір шпонок і перевірочний розрахунок шпонкових з'єднань на міцність

10. Призначення посадок сполучень деталей приводу

11. Опис способу мастила передач і підшипників приводу

11.1 Змазування зубчастого зачеплення

11.2 Змащення підшипників

12. Опис порядку складання редуктора приводу

13. Список літератури

1. Опис конструкції проектованого приводу

Привід є невід'ємною частиною будь-якої машини. Приводний пристрій, розроблене в проекті, включає електродвигун, обертання від якого за допомогою ремінної передачі передається на редуктор і далі через муфту на інші пристрої.

З існуючих типів електродвигунів вибирають переважно асинхронні електродвигуни трифазного струму серії 4А.

Муфти використовуються для з'єднання кінців валів або для з'єднання валів з ​​розташованими на них деталями. Основне призначення муфт - передача обертаючого моменту без зміни його модуля і напрямку. Муфти можуть виконувати інші функції: охороняти механізм від перевантажень, компенсувати нестерпність валів, роз'єднувати чи з'єднувати вали під час роботи.

Редуктором називають механізм, що складається з зубчастих або черв'ячних передач, виконаний у вигляді окремого агрегату. Призначення редуктора - передача обертання від валу двигуна до валу робочої машини, зниження кутової швидкості та відповідно підвищення обертаючого моменту веденого вала в порівнянні з ведучим. Редуктор проектують або для приводу окремої машини, або за заданим навантаженням (моменту на вихідному валу) і передавальному числу без зазначення конкретного призначення. Спроектований у цьому курсовому проекті редуктор:

Початкові дані:

Р з = 2 кВт;

n з = 60 об / хв;

Режим навантаження - постійний. Довговічність приводу - 10000 годин. Редуктор з нижнім розташуванням шестерні і горизонтальним розташуванням ремінної передачі.

Відповідає умовам технічного завдання.

2. Кінематичний розрахунок приводу

2.1 Вибір електродвигуна приводу

Загальний коефіцієнт корисної дії (ККД) приводу:

де - ККД муфти, = 0,98;

- ККД пари підшипників кочення, = 0,99;

- ККД зубчастої передачі, = 0,97;

- ККД клиноремінною передачі, = 0,93;

= 0,98 · 0,99 2 · 0,97 · 0,93 = 0,86

Розрахункова необхідна потужність двигуна:

Р УРАХУВАННЯМ = Р з /

де Р з-потужність електродвигуна, Р з = 2 кВт;

Р УРАХУВАННЯМ = 2 / 0,885 = 2,33 кВт

Визначаємо необхідну кількість обертів двигуна:

,

де - Число обертів двигуна, - Передавальне число редуктора, = 4, - Передавальне ремінної передачі, = 3, підбираємо за таблицею 5.5 додатка [1];

об / хв;

За даними таблиці 5.1 додатка [1] приймаємо

електродвигун 4А112МВ8У3, у якого:

- Потужність двигуна, 3 кВт,

- Синхронна частота обертання, 750 об / хв,

S - ковзання, S = 3.7%;

За формулою 5.7 додатка [1] визначаємо частоту обертання у навантаженого ротора:

n дв = n с (S -1) = 750 (0.037-1) = 722.25 об / хв;

2.2 Призначення передавальних чисел

За формулою 5.1 додатка [1] визначимо загальне передавальне число двигуна:

u заг = n дв / n с;

u заг = 22.25 / 60 = 12;

Уточнюємо передаточне число ланцюгової передачі:

U Ц.П. = u заг / u ред.;

U Ц.П. = 12 / 4 = 3;

Тоді отримуємо:

передавальне число редуктора одно, = 4,

передавальне число ремінної передачі, u. Ц.П. = 3;

Розрахунок навантажувальних і кінематичних характеристик

Силові (потужність і обертовий момент) і кінематичні (частота обертання і кутова швидкість) параметри приводу розраховують на валах з необхідної (розрахункової) потужності двигуна і його номінальної частоти обертання при сталому режимі.

Розглянемо силові та кінематичні характеристики для кожного елемента приводу

2.3 Розрахунок навантажувальних і кінематичних характеристик

Ротор електродвигуна:

P 2 = P тр. = 2.33 кВт;

n 1 = n дв = 722.25 об / хв;

ω 1 = π n 1 / 30 = (3.14 * 722.25) / 30 = 75.6 с -1;

Т 1 = Р 1 / ω 1 = 2.33 * 10 3 / 75.6 = 30.82 Нм;

Швидкохідний вал:

Р 2 = Р 1 * * = 2.33 * 0.93 * 0.99 = 2.15 кВт;

n 2 = n 1 / u ц.п = 722.25 / 3 = 240.75 об / хв;

ω 2 = π * n 2 / 30 = 3.14 * 240.75/30 = 25.2 с -1;

Т 2 = Р 2 / ω 2 = 2.15 * 10 3 / 25.2 = 85.32 Нм;

Тихохідний вал:

Р 3 = Р 2 * * = 2.15 * 0.99 * 0.97 = 2.06 кВт;

n 3 = n 2 / u ред = 240.75 / 4 = 60 об / хв;

ω 3 = π * n 3 / 30 = 3.14 * 60/30 = 6.3 с -1;

Т 3 = Р 3 / ω 3 = 2.06 * 10 3 / 6.3 = 327 Нм;

Вал робочого органу:

Р 4 = Р 3 * = 2.06 * 0.98 = 2 кВт;

Т 4 = Р 4 / ω 3 = 2 * 10 3 / 6.3 = 320 Нм;

3. Розрахунок передач приводу

3.1 Розрахунок зубчатої передачі

Вибір матеріалу, виду термообробки і визначення допустимих напружень зубчастих коліс

В даний час основним матеріалом для виготовлення зубчастих коліс є сталь. В умовах індивідуального і дрібносерійного виробництва, передбаченого технічними завданнями на курсове проектування, застосовуються колеса з твердістю матеріалу не більше 350 НВ. При цьому забезпечується чистове нарізування зубів після термообробки, висока точність виготовлення і хороша прірабативаемость зубів.

Для рівномірного зношування зубів і кращої їх прірабативаемості твердість шестерні НВ 1 призначають більше твердості колеса НВ 2.

У зубчастих передачах марки сталей шестерні і колеса вибираємо однакові. Для передачі, з косими зубами вибираємо сталь марки 40ХН, з покращеною термообробкою, з твердістю: для колеса - НВ 250, для шестерні - НВ 295 [3].

Допустимі контактні напруги, МПа:

,

де - Межа контактної витривалості при базовому числі циклів, за табл. 3.2 [1]

МПа;

МПа;

- Коефіцієнт довговічності, для тривалої експлуатації

= ,

де

N HO = 15 * 10 6 - для шестірні;

N HO = 24 * 10 6 - для колеса;

N HE 1 = 60 * n 2 * t = 60 * 240.75 * 10 4 = 144.5 * 10 6 - для шестірні;

N HE 2 = 60 * n 3 * t = 60 * 60 * 10 4 = 36 * 10 6 - для колеса;

= = 0.89 - для шестірні;

= = 0.98 - для колеса;

- Коефіцієнт безпеки, приймемо = 1,1.

МПа;

МПа;

Загальне допускається контактна напруга дорівнює:

МПа;

Проектний розрахунок зубчастої передачі. Міжосьова відстань визначаємо за формулою 9.39 [1], мм.:

;

де ; ; ;

148 мм;

По таблиці 9.2 [1] уточнюємо 160 мм;

Визначаємо модуль за таблицею 9.1 [1]:

m n = (0.01 ... 0.02) * = 0.02 * 160 = 3.2

за таблицею m n = 3;

Визначаємо ширину колеса і шестерні:

мм - для колеса;

мм - для шестірні;

Визначаємо кут нахилу:

Sin (β) = π * m n / b 1 = 3.14 * 3 / 64 = 0.147;

β = arcsin (0.147) = 8 0;

Визначаємо загальне число зубів, шестерні і колеса:

Z сум = 2 * * Cos (β) / m n = 2 * 160 * cos (8 0) / 3 = 105;

Z 1 = Z сум / (u ред +1) = 105 / (4 +1) = 21;

Z 2 = Z сум - Z 1 = 105-21 = 84;

Уточнюємо фактичне передавальне число:

u ф. = Z 2 / Z 1 = 84/21 = 4;

Δ = (u - u ф.) / U ф. * 100% = (4-4) / 4 * 100% = 0%;

Уточнюємо cos (β):

cos (β) = (Z 1 + Z 2) * m n / 2 * = (105 * 3) / 2 * 160 = 0.99375;

Визначаємо діаметри колеса і шестерні за формулою 9.6 [1]:

d 1 = m n * Z 1 / cos (β) = 3 * 21/0.99375 = 64 мм - для шестірні;

d 2 = m n * Z 2 / cos (β) = 3 * 84/0.99375 = 256 мм - для колеса;

Перевіримо міжосьова відстань стор.146 [1]:

= (D 1 + d 2) / 2 = (64 +256) / 2 = 159.5 мм;

Визначимо діаметри виступів і западин шестерні і колеса за формулою 9.3 [1]:

Шестірня:

d вис = d 1 +2 * m n = 64 +3 * 2 = 70 мм;

d вп = d 1 -2.5 * m n = 64-3 * 2.5 = 56.5 мм;

Колесо:

d вис = d 2 +2 * m n = 256 +3 * 2 = 262 мм;

d вп = d два -2.5 * m n = 256-3 * 2.5 = 248.5 мм;

Визначимо сили в зачепленні:

F t 1 = 2 * T 2 / d 1 = 2 * 85.32/64 = 2.6 кН;

F t 2 = 2 * T 3 / d 2 = 2 * 327/256 = 2.6 кН;

F r 1 = F t 1 * tg (α) / cos (β) = 2.6 * tg (20 0) / cos (8 0) = 0.96 кН;

F r2 = F t2 * tg (α) / cos (β) = 2.6 * tg (20 0) / cos (8 0) = 0.96 кН;

F a1 = F t1 * tg (β) = 2.6 * tg (8 0) = 0.37 кН;

F a2 = F t2 * tg (β) = 2.6 * tg (8 0) = 0.37 кН;

Визначення швидкості та ступеня швидкості по таблиці 9.9 [1]:

Тоді:

м / с;

м / с;

S = 9;

Перевірочний розрахунок за формулою 9.42 [1]:

;

275

1.88 * cos (β) = 1.88 * cos (8 0) = 1.74;

ε a = (1.88-3.2 (1 / z 1 +1 / z 2)) cos (β);

ε a = (1.88-3.2 (1 / 21 +1 / 84)) cos (8 0) = 1.68;

;

Коефіцієнти , , визначаємо по таблицях відповідно 9.12 [1], 9.10 [1], 9.13 [1]:

= 1.11;

= 1.026;

= 1.25;

K H = 1.11 * 1.026 * 1.25 = 1.41075;

МПа;

Визначаємо похибка:

Δ =

Розрахунок зубів при згині за формулою 9.44 [1]:

;

Y F 1 і Y F 2 залежать від z υ = z / cos 3 (β):

z υ1 = z 1 / cos 3 (β) = 21 / cos 3 (8 0) = 21.62;

z υ2 = z 2 / cos 3 (β) = 84 / cos 3 (8 0) = 87;

Тоді за таблицею 9.10 [1] Y F 1 і Y F 2 відповідно рівні:

Y F 1 = 4.09;

Y F 2 = 3.61;

Допустиме напруження визначаємо за формулою 9.14 [1]:

;

Межі згинальної витривалості визначаємо за таблицею 9.8 [1]:

HB;

HB;

, , визначаємо по [1] стор.152

= 1;

= 1.5;

= 1.8;

МПа;

МПа;

Визначимо по колесу або за шестірні будемо вести розрахунок:

Розрахунок ведемо за меншою з величин

так як менше то розрахунок ведемо по шестірні, тоді

;

;

;

;

;

;

МПа;

;

3.2 Розрахунок ланцюгової передачі

Вибираємо ланцюг приводну роликову однорядну ПР (за ГОСТом 13568-75) і визначаємо крок ланцюга , Мм:

;

де Т 1 - обертаючий момент на провідній зірочці, H м;

- Число зубів тієї ж зірочки;

- Допустиме тиск, що припадає на одиницю проекції опорної поверхні шарніра, = 26 H / мм 2;

- Коефіцієнт, що враховує умови монтажу та експлуатації ланцюгової передачі;

Попередньо обчислюємо величини, що входять у формулу

Коефіцієнт:

де , , , , , .

;

- Число зубів ведучої зірочки

Згідно з [2], швидкості 0,86 м / с відповідає допускається тиск приймаємо рівним 26 Н / мм. V - число рядів ланцюга приймаємо рівним 1;

мм

мм.

Визначаємо число зубів веденої зірочки:

.

Визначаємо фактичне передавальне число і перевіряємо його відхилення від заданого:

Визначаємо оптимальне міжосьова відстань а, мм:

- Стандартний крок ланцюга.

Тоді, міжосьова відстань у кроках:

Визначаємо число зубів ланцюга :

Уточнюємо міжосьова відстань в кроках:

Визначаємо фактичну відстань, мм:

Монтажне міжосьова відстань, мм:

Визначаємо довжину ланцюга , Мм:

Визначаємо діаметр зірочок, мм:

- Діаметр ділильного кола, мм:

- Провідної зірочки:

- Веденої зірочки:

- Діаметр окружності виступів:

- Провідної зірочки:

- Веденої зірочки:

де - Коефіцієнт висоти зуба, = 0.7; - Коефіцієнт числа зубів ведучої і веденої зірочок;

- Геометрична характеристика зачеплення:

Діаметр окружності западин, мм.:

- Провідної зірочки:

- Веденої зірочки:

Перевірочний розрахунок

Перевіряємо частоту обертання меншою зірочки , :

Перевіримо число ударів ланцюга про зуби зірочок , :

Визначаємо фактичну швидкість ланцюга , :

Визначаємо окружну силу, передану ланцюгом, Н.:

Перевіряємо тиск в шарнірах ланцюга, Н / мм 2:

де - Площа проекції опорної поверхні шарніра, = 181.54 мм 2;

Допустиме тиск в шарнірах ланцюга уточнюємо відповідно до фактичної швидкістю ланцюга [2]: = 27 Н / мм 2.

26.5 <27

Перевіряємо міцність ланцюга:

де - Дозволений коефіцієнт, запасу міцності для роликових ланцюгів; - Розрахунковий коефіцієнт запасу міцності;

Вибираємо дозволений коефіцієнт запасу міцності з [2] для роликових втулкових ланцюгів ПР:

Одержуємо:

7,5 ≤ 23.4

Визначаємо силу тиску ланцюга на вал, Н.:

де = 1,375; = 263,22 Н; = 2822 Н;

4. Розрахунок і побудова епюр

4.1 Сили в зачепленні

  1. Окружна сила, Н.:

- На шестерні:

- На колесі:

  1. Радіальна, Н.:

- На шестерні:

- На колесі:

  1. Осьова, Н.:

- На шестерні:

- На колесі:

  1. Навантаження на тихохідний вал з боку муфти знаходиться за формулою програми [2], з 98, Н.:

  1. Ремінна знаходиться за формулою програми [2], з 98, Н.:

4.2 Тихохідний вал

Побудова епюр:

Рис. 2

Розрахунок епюр:

Так як використовуються конічні підшипники то точка докладання реакцій зміщується на величину

Тоді довжини приймають такі значення L = 80; l оп = 146;

Складемо рівняння моментів у вертикальній площині ΣМ 4 = 0;

Σ М 2 = 0;

Будуємо епюру (мал. 2) згинальних моментів відносно вертикальної площини в характерних перетинах, Н · м.:

Складемо рівняння моментів у горизонтальній площині: ΣМ 4 = 0;

Σ М 2 = 0;

Будуємо епюру (мал. 2) згинальних моментів відносно горизонтальної площини в характерних перетинах, Н · м.:

Н · м;

Н · м;

Будуємо епюру крутних моментів, Н · м; Визначаємо сумарні радіальні реакції, Н.:

Сумарні згинальні моменти в найбільш навантажених перерізах:

Н · м;

Н · м;

Н · м;

Визначаємо еквівалентні моменти:

Н · м;

Н · м;

Н · м;

4.3 Швидкохідний вал

Побудова епюр:

Рис. 3

Опорні реакції:

Так як використовуються конічні підшипники то точка докладання реакцій зміщується на величину

Тоді довжини приймають наступні значення:

L = 66 мм; l оп = 98 мм;

Складемо рівняння моментів у вертикальній площині: ΣМ 3 = 0;

Σ М 1 = 0;

Будуємо епюру (рис. 3) згинальних моментів відносно вертикальної площини в характерних перетинах, Н · м.:

Складемо рівняння моментів у горизонтальній площині:

Σ М 1 = 0;

Σ М 3 = 0;

Будуємо епюру (рис. 3) згинальних моментів відносно осі y у характерних перерізах, Н · м.:

Будуємо епюру крутних моментів,

Визначаємо сумарні радіальні реакції, Н.:

Визначаємо сумарні згинальні моменти в найбільш навантажених перетинах, Н · м.:

Н · м;

Визначаємо еквівалентні моменти:

Н · м;

Н · м;

Н · м;

5. Розрахунок валів на витривалість

Перевірочний розрахунок валів на міцність виконують на спільну дію згину та кручення. При цьому розрахунок відображає різновиду циклу напружень вигину і кручення, втомні характеристики матеріалів, розміри, форму і стан поверхні валів. Перевірочний розрахунок проводиться після завершення конструктивної компонування і встановлення остаточних розмірів валів. Мета розрахунку полягає у визначенні коефіцієнтів запасу міцності в небезпечних перерізах вала і порівнянні їх з допустимими S ≥ [S]. При високій достовірності розрахунку [S] = 2,5. Будемо проводити розрахунок для небезпечних перерізів кожного з валів.

5.1 Перевірка на втомну міцність швидкохідного валу

Визначаємо напруження в небезпечних перерізах вала за формулами програми [2], с.255, Н / мм 2:

а) нормальні напруги змінюються по симетричному циклу, при якому амплітуда напружень дорівнює розрахунковим напруженням вигину , МПа:

,

де М-сумарний згинальний момент в перерізі вала, Н ∙ мм; W-осьовий момент опору перерізу валу, W = 4287,5 мм 2;

,

б) дотичні напруги змінюються по від нульового циклу, при якому амплітуда циклу дорівнює половині розрахункових напружень кручення , МПа:

де -Крутний момент, Н ∙ м; Полярний момент інерції опору перерізу валу, W ρ = 8575 мм 2;

Визначаємо коефіцієнт концентрації нормальних і дотичних напружень для розрахункового перерізу вала за формулами програми [2], с.259:

;

де і - Ефективні коефіцієнти концентрацій напруг, / = 3,5, / = 2,5; - Коефіцієнт впливу шорсткості, = 1; - Коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу;

в) Визначаємо межі витривалості в розрахунковому перерізі вал a за формулами програми [2], с.259, Н / мм 2:

де- і = 0,58 - Межі витривалості гладких зразків при симетричному циклі згину та кручення, Н / мм 2;

; ;

г) визначаємо коефіцієнти запасу міцності по нормальних і дотичних напруг:

д) визначаємо загальний коефіцієнт запасу міцності в небезпечному перерізі:

5.2 Перевірка на втомну міцність тихохідного валу

Визначаємо напруження в небезпечних перерізах валу, Н / мм 2:

а) нормальні напруги змінюються по симетричному циклу, при якому амплітуда напружень дорівнює розрахунковим напруженням вигину , МПа:

,

де М-сумарний згинальний момент в перерізі вала, Н ∙ мм; W-осьовий момент опору перерізу валу, W = 9112,5 мм 2;

,

б) дотичні напруги змінюються по від нульового циклу, при якому амплітуда циклу дорівнює половині розрахункових напружень кручення , МПа:

де -Крутний момент, Н ∙ м; - Полярний момент інерції опору перерізу валу, W ρ = 18225 мм 2;

Визначаємо коефіцієнт концентрації нормальних і дотичних напружень для розрахункового перерізу валу:

;

де і - Ефективні коефіцієнти концентрацій напруг, / = 3,5, / = 2,5; - Коефіцієнт впливу шорсткості, = 1; - Коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу;

в) Визначаємо межі витривалості в розрахунковому перерізі вал a, Н / мм 2:

де- і = 0,58 - Межі витривалості гладких зразків при симетричному циклі згину та кручення, Н / мм 2;

; ;

г) визначаємо коефіцієнти запасу міцності по нормальних і дотичних напруг:

д) визначаємо загальний коефіцієнт запасу міцності в небезпечному перерізі:

6. Перевірка підшипників кочення на довговічність

Перевірочний розрахунок попередньо обраних підшипників виконується окремо для швидкохідного і тихохідного валу. Придатність підшипників визначається зіставленням розрахункової динамічної вантажопідйомності , М., з базовою величиною , Н., або базової довговічності , Ч., ​​з необхідною , Ч., ​​за умовами:

Необхідна довговічність підшипника передбачена ГОСТ 16162 - 93 і становить для зубчастих коліс ≥ 10000 ч.

Розрахункова динамічна вантажопідйомність , Н, і базова довговічність , Ч, визначаються за формулами програми [2], с. 128:

де - Еквівалентна динамічна навантаження, Н; m - показник ступеня, m = 3,33; n - частота обертання відповідного валу, об / хв.

6.1 Розрахунок довговічності підшипників 7207 швидкохідного валу

Вихідні дані:

F a = 393 H; e = 0,37, = 3602 H, = 503 Н,

= 1,2, = 1, = 1, = 51 c -1, Y = 1,62, X = 0,4, Cr = 36200 H;

Перевіримо придатність підшипників 7207 швидкохідного валу конічного редуктора, що працює з помірними поштовхами та вібраційної навантаженням.

Визначаємо осьові складові радіальних навантажень:

Н

Н

По таблиці 9.6 додатка [2], с. 136 визначаємо осьові навантаження підшипників. Так як > то = = 1146 Н;

Н;

Визначаємо відносини:

За співвідношенням і вибираємо відповідну формули для визначення :

= 1 · 3602.1, 2 = 4322,4 Н;

H;

Визначаємо динамічну вантажопідйомність по більшій еквівалентній навантаженні :

Н;

Таке співвідношення розрахункової і базової динамічної вантажопідйомності (22618 <36200) цілком прийнятно.

Визначаємо довговічність підшипника, год:

Таке значення розрахункової цілком прийнятно.

6.2 Розрахунок довговічності підшипників 7209 тихохідного валу

Вихідні дані:

R a = 393 H; C r = 42700 Н.; E = 0,41, = 8096 H, = 5555 Н,

= 1,2, = 1, = 1, = 12,769 c -1, Y = 1,45, X = 0,4, Cr = 36200 H;

Перевіримо придатність підшипників 7209 швидкохідного валу конічного редуктора, що працює з помірними поштовхами та вібраційної навантаженням.

Визначаємо осьові складові радіальних навантажень:

Н;

Н;

По таблиці 9.6 додатка [2], с. 136 визначаємо осьові навантаження підшипників. Так як > то = = 2854 Н;

Н;

Визначаємо відносини:

За співвідношенням і вибираємо відповідну формули для визначення :

= 1 · 8096.1, 2 = 9715,2 Н;

= 1 · 5555.1, 2 = 6666 H;

Визначаємо динамічну вантажопідйомність по більшій еквівалентній навантаженні :

Н;

Таке співвідношення розрахункової і базової динамічної вантажопідйомності (22440 <42700) цілком прийнятно. Визначаємо довговічність підшипника, год:

Таке значення розрахункової цілком прийнятно.

7. Розрахунок елементів корпусу редуктора

Корпус редуктора виконуємо литим з чавуну марки СЧ 15 ГОСТ 1412-79.

Для зручності складання корпус виконуємо розбірним. Площина роз'єму проходить через осі валів. Площина роз'єму для зручності обробки маємо паралельно площини підстави. Верхню поверхню кришки, що служить технологічною базою для обробки площині роз'єм, також виконуємо горизонтальною.

Для з'єднання корпуса і кришки редуктора по всьому контуру площині роз'єму виконуємо фланці. Фланці об'єднані з приливами для підшипників (бобишек).

Для з'єднання кришки з корпусом використовуються болти з зовнішньої шестигранною головкою, діаметр яких беремо М12.

Для запобігання взаємного зміщення корпусних деталей при розточуванні отворів під підшипники і забезпечення точного розташування їх при повторних збірках, кришку фіксуємо щодо корпусу двома конічними штифтами.

Товщина стінок підстави корпусу редуктора обчислюється за формулою програми [7], с.154:

Приймаються мм.

Товщину стінки кришки корпусу вираховується за формулою додатка [7], с.158:

мм.

Приймаються мм.

Для підйому і транспортування кришки корпусу і збірного редуктора застосовують вушка, переливаючись їх заодно з кришкою. У верхній частині кришки корпусу знаходиться люк призначений не тільки для заливки масла, але і для огляду зачеплення підшипників. Люк закривають кришкою.

Відстань від краю обертового колеса до внутрішньої стінки корпусу Відстань між дном корпусу і поверхнею шестірні , Призначене для масла. Для заміни масла в нижній частині корпусу знаходиться зливний отвір.

Фундаментний фланець редуктора кріпиться до плити чотирма болтами М16 з шестигранною головкою.

8. Визначення елементів зубчастих коліс, шківів

Конструкція коліс залежить головним чином від проектних розмірів, матеріалу, способу отримання заготовки та масштабу виробництва. Зубчасті колеса складаються з обода, що несе зуби; маточини, насаживаемой на вал, і диска, що з'єднує обід з маточиною. Зубчасті циліндричні сталеві колеса при діаметрах до 500 мм. виготовляють куванням або штампуванням. Шестерні конструюють у двох виконаннях: окремо від валу (насадні шестерня), і за одне ціле з валом (вал-шестірня). У таблиці 3 представлені розрахунки основних розмірів зубчастого колеса.

Таблиця 3

Параметри

Розміри

Діаметр маточини колеса, мм.:

Довжина маточини, мм.:

Товщина обода циліндричного колеса, мм.:

Шківи пасових передач виготовляють найчастіше литими з чавуну. Розміри основних конструктивних елементів шківів наведені у таб. 4.

Таблиця 4

Елементи шківа

Розрахункові формули

Обчислення

Ширина шківа

M = (z-1) e +2 f

M = (9-1) ∙ 4.8 +2 ∙ 5.5 = 50 мм

Товщина обода шківа

H = 1.6h

H = 6 ∙ 1.6 = 9.6 ≈ 10 мм

Товщина диска шківа

C = 1.2 ∙ H

C = 1.2 ∙ 10 = 12 мм

Діаметр ступиці шківа

= 1.6 ∙ d +10

= 1.6 ∙ 30 +10 = 58 мм

Довжина ступиці шківа

L = (1.5-2) d

L = 2 ∙ 30 = 60 мм

У таблиці 4 позначені: z-число клинів поліклинового ременя, e-крок клинів, f-відстань від краю обода шківа до першого клину.

9. Підбір шпонок і перевірочний розрахунок шпонкових з'єднань на міцність

Для з'єднання вала з деталями, що передають обертання приймаємо призматичні шпонки з округленими кінцями.

Матеріал шпонки - сталь 45.

Напруга зминання вузьких граней шпонки не повинно перевищувати допустимого, тобто має задовольнятися умова:

де Т - зраджувати обертаючий момент, Н · мм.;

d - діаметр валу в місці установки шпонки;

; - Робоча довжина шпонки;

- Допустиме напруження зминання, ;

Розрахуємо шпонку для кріплення шківа на швидкохідному валу:

Розрахуємо шпонку для кріплення зубчастого колеса на тихохідному валу:

Розрахуємо шпонку для кріплення муфти на тихохідному валу:

10. Призначення посадок сполучень деталей приводу

Номінальним розміром називають розмір виробу, отриманий за розрахунком або вибраний з конструктивних міркувань. Виготовлені вироби завжди мають деякі відхилення від початкового розміру.

Для того, щоб виріб відповідало своїм цільовим призначенням, його розміри повинні витримуватися між двома допустимими граничними розмірами, різниця яких утворює допуск.

Зону між найбільшими і найменшими граничними розмірами називають полем допуску.

До різних сполук пред'являють неоднакові вимоги до умов точності. Тому система допусків містить 19 квалітетів: 01, 0, 1, 2, ..., 17 (у порядку убування точності). Характер з'єднання деталей називають посадкою. Посадку характеризує різницю розмірів деталей до складання. Посадки можуть забезпечити в з'єднанні зазор і натяг. Посадки характеризуються найбільшими зазорами Smax і натягом Nmax.

Деталь, у якій положення поля допуску залишається без зміни і не залежить від виду посадки, називають основною деталлю системи. Якщо цією деталлю є отвір, то з'єднання виконано в системі отвору.

Основні відхилення позначають буквами латинського алфавіту:

- Для отворів: - прописними А, В, С і т.д.

- Для валів-рядковими а, в, с і т.д.

Переважно призначають посадки в системі отвори з основним отвором Н, у якого ЄУ = 0.

Для посадок з зазором рекомендують застосовувати неосновні вали t, g, h; для перехідних посадок-js, r, m, n; для посадок з натягом-h, r, s.

З урахуванням рекомендацій табл. 14.10., Для з'єднання маточин зубчастих коліс призначаємо посадку Н7 / r 6, посадки розпірних кілець на вал E 9/к6, посадку внутрішніх кілець підшипників на вал К6, посадку зовнішніх кілець Н7, посадку манжет D 11 / d 9.

Допуск форми і розташування поверхонь вказуємо умовними позначеннями за ГОСТ 2.308-79.

Шорсткість поверхонь за ГОСТ 2788-73.

Ra - середнє арифметичне відхилення профілю.

Rz - висота нерівностей профілю по 10 точкам.

Rmax - найбільша висота нерівностей профілю.

Параметр Ra є основним для деталей у машинобудуванні. Шорсткість Ra (мкм) рекомендується:

1,6 - торці валів для базування;

3,2; 1,6 - поверхні робітники на шпонкових пазах валу і маточини;

0,8; 1,25 - поверхні валів під підшипники і маточини зубчастих коліс, муфт, шківів.

0,4; 0,63 - поверхні валів під гумові манжети;

6,3 - неробочі поверхні.

11. Опис способу мастила передач і підшипників приводу

11.1 Змазування зубчастого зачеплення

Так як у нас редуктор загального призначення і окружна швидкість не перевищує 12,5 м / с, то приймаємо картерів мастило. Підберемо масло для змазування за формулою програми [4], c .130.

υ = ω ∙ d / 2 = 51 ∙ 0,064 / 2 = 1,78, м / с

Тоді за таблицями 8.1 і 8.3 вибираємо масло індустріальне І-40 А.

Кількість масла приблизно 1 л. Контроль рівня масла здійснюється за допомогою жезлового маслоуказателе. Для заміни масла в корпусі передбачено зливний отвір, що закривається пробкою з циліндричним різьбленням. Внутрішня порожнину корпусу сполучається з зовнішнім середовищем за допомогою встановленої на кришку віддушини. Заливка масла здійснюється шляхом зняття кришки корпусу.

11.2 Змащення підшипників

Для змазування конічних підшипників приймаємо рідкі матеріали. Змазування відбувається за рахунок змащування зубчастих коліс зануренням, розбризкування масла, освіти масляного туману і розтікання масла по валах. Для цього порожнина підшипника виконується відкритої всередину корпусу.

12. Опис порядку складання редуктора приводу

Деталі виконуються за вимогами креслень і технологічних корт, перед складанням деталі повинні бути перевірені і прийняті ВТК. Всі деталі, що надходять на складання, не повинні мати задирок і пройти промивку від забруднення.

Збірка редуктора проводиться в два етапи. Спочатку формуються збірні одиниці окремих валів, а потім збірні деталі з валами і підшипниками встановлюємо у відповідні гнізда розточень під підшипники в корпусі редуктора і закриваємо кришкою редуктора, з'єднуємо корпусні деталі двома штифтами, які були встановлені ще до розточування гнізд під підшипники. Установка цих штифтів гарантує правильність складання. Поверхні стику корпусу та кришки редуктора перед складанням покривають пастою "Герметик". Корпусні деталі повинні бути очищені, промиті, висушені, і покриті зсередини маслостійкої фарбою. З'єднуються корпус з кришкою редуктора за допомогою стяжних болтів, пружинних шайб і гайок, з дотриманням послідовності.

На ведений вал насаджують конічні підшипники, попередньо нагріті в маслі до 80-100 о С; в ведений вал закладають шпонку і напресовують зубчасте колесо до упору в бурт вала, потім надягають распорное кільце і встановлюють підшипники, попередньо нагріті в маслі.

Ведучий вал-шестірня встановлюється в корпус через отвір під підшипник.

Для нормальної роботи підшипників слід забезпечити легке і вільне обертання рухомих елементів підшипників і в теж час відсутність зайво великих зазорів. Це забезпечується за допомогою регулювання підшипників, для чого застосовують набори тонких металевих прокладок, що встановлюються під фланці кришок підшипників.

Зібрані вали укладають в корпус редуктора і надівають кришку корпуса, покриваючи попередньо поверхні стику кришки і корпусу спиртовим лаком. Для центрування встановлюють кришку на корпус за допомогою двох конічних штифтів; затягують болти, що кріплять кришку до корпуса.

Після цього на ведений вал надівають распорное кільце, в

підшипникові камери закладають пластичну мастило, ставлять кришки підшипників з комплектом металевих прокладок для регулювання.

Перед постановкою наскрізних кришок встановлюють манжети, просочені гарячою олією. Перевіряють проворачиванием валів відсутність заклинювання підшипників і закріплюють кришки гвинтами.

Далі на кінець відомого вала в шпонкову канавку, встановлюють муфту і закріплюють її торцевим кріпленням.

Встановлюють маслоуказателе, заливають в корпус масло і закривають оглядовий отвір кришкою з прокладкою, закріплюють кришку болтами.

Зібраний редуктор обкатують і піддають випробуванням, встановлюються технічними умовами.

Список літератури

1. А.В. Кузьмін, І.М. Чернін, Б.С. Козинцев. Розрахунки деталей машин / Довідкове посібник /. - Мінськ: Вища школа, 1986 р.

2. Шейнбліт А.Є. Курсове проектування деталей машин. - М.: Вища школа, 1991 р.

3. Курсове проектування деталей машин / Чернявський С.А. та ін / - М.: Машинобудування, 1987 р.

4. Дунаєв П.Ф., Льоліком О.П. Конструювання вузлів і деталей машин. М.: Вища школа, 1984 р.

5. Кузьмін А.В. Розрахунки деталей машин / Довідкове посібник /. - Мн.: Вища школа, 1986 р.

6. Прикладна механіка / під. ред. проф. Скойбеди А.Т. / - Мн.: Вища школа, 1997 р.

7. Дунаєв П.Ф. Конструювання вузлів і деталей машин. М.: Вища школа, 1978 р.

Додати в блог або на сайт

Цей текст може містити помилки.

Виробництво і технології | Курсова
176.7кб. | скачати


Схожі роботи:
Кінематичний розрахунок приводу стрічкового конвеєра і розрахунок черв`ячної передачі
Енергетичний і кінематичний розрахунок приводу
Енергетичний і кінематичний розрахунок приводу 2
Кінематичний розрахунок приводу Визначення кінематичних
Кінематичний розрахунок приводу Вибір електродвигуна
Кінематичний розрахунок приводу Розрахунок приводу
Проектування приводу ланцюгового конвеєра Кінематичний і
Енергетичний і кінематичний розрахунки редуктора приводу транспортера
Розрахунок коробки швидкостей металорізальних верстатів Кінематичний розрахунок
© Усі права захищені
написати до нас