Курсовая работа: Привод ленточного конвейера

Курсовая работа: Привод ленточного конвейера

МОРФ

КП 1202.01.158.18.01. ИАТ

Привод ленточного конвейера.

Пояснительная записка.

Зав. Отделением: Преподаватель:

Пахомова А.Ф. Литовка Н.Н.

Подпись: Подпись:

Дата: Дата:

Зав. Циклом: Студент:

Миронов А.А. Протасов С.И.

Подпись: Подпись:

Дата: Дата:

2003

Содержание:

1 Задание на курсовое проектирование.

2 Описание привода ленточного конвейера.

3     Подбор электродвигателя.

4     Расчет передач.

5     Ориентировочный расчёт валов, подбор подшипников.

6     Первая эскизная компоновка редуктора.

7     Конструирование зубчатых колёс и валов.

8     Схема нагружения валов в пространстве.

9     Подбор и проверочный расчёт шпонок.

10  Подбор подшипников по динамической грузоподъёмности.

11  Проверочный расчёт валов.

12  Расчет и конструирование элементов корпуса редуктора.

13  Вторая эскизная компоновка редуктора.

14  Подбор и проверочный расчёт муфты.

15  Выбор смазки редуктора.

16  Подбор посадок сопряженных поверхностей.

17  Сборка и разборка редуктора.

18  Список используемой литературы.

1.Задание на курсовое проектирование

Р3 = 3,5 КВт n3 = 200 об/мин.

2.Описание привода ленточного конвейера

Привод состоит из электродвигателя, механической муфты, двух ступенчатого редуктора. В приводе применяется асинхронный двигатель. Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненных

в виде отдельного агрегата и служащих для передачи мощности

от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора: понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению

с ведущим валом.

Достоинство редуктора:

1.         Высокая надёжность работы в широком диапазоне нагрузок и скоростей;

2.         Малые габариты;

3.         Большая долговечность;

4.         Высокий КПД;

5.         Постоянное передаточное число;

6.         Сравнительно не большие нагрузки на валы и подшипники;

7.         Простота обслуживания.

Недостатки редуктора:

1.         Высокие требования к точности изготовления и монтажа.

2.         Шум при работе.

В данном приводе применяется двухступенчатый редуктор с прямозубой передачей.

3.Подбор электродвигателя

3.1 Определить общий КПД (табл.1.1,стр.6[u1] )

h1– зубчатой передачи.

h2– муфты.

h1= 0.98 h2= 0.98

h = h 12 × h2 = 0.982 × 0.98 =0,94

3.2 Определение требуемой мощности электродвигателя

R1- мощность на входе привода.

P3- мощность на выходе из привода.

R1=R3 / h = 3,5 / 0,94 = 3,723 К Вт

3.3 Подбор двигателя по мощности (табл.19.27,стр.384)

3.4 Предварительное определение передаточных чисел.

U-общее передаточное число.

n дв - частота вращения двигателя .

n3 – частота вращения выходного вала.

U= nдв/n3 =2880 / 200 =14,4

U= nдв/n3 =1430 / 200 =7,1

U= nдв/n3 = 950 / 200 = 4,7

U= nдв/n3 = 720 / 200 = 3,6

3.5 Окончательный подбор типа двигателя

Марка100S2

Частота вращения 2880 об/мин

3.6 Произвести разбивку передаточного числа (табл.1,3 стр.9)

U1 – передаточное число быстроходной ступени.

U2 – передаточное число тихоходной ступени.

U2 = 0,88Ö U = 0.88Ö 14,4 = 3,3

U1 = U / U2 = 14,4 / 3,3 = 4,3

3.6 Определение частоты вращения каждого вала

n1 = nдв = 2880 об/мин

n2 = n1 / U1 = 2880 / 4,3 = 669,7 об/мин

n3 = n2 / U2 = 669,7 / 3,3 =202,9 об/мин

3.7 Определение отклонения частоты вращения выходного вала

по заданию n3½ = 200 об/мин

по расчетам n3= 202,9 об/мин

n3½ – n3 / n3½ × 100% = 200 – 202,9 / 200 × 100% = -1,45% < 4%

(в пределах нормы).

3.8 Определениеугловой скорости каждого вала

w = П × n / 30

w1 = П × n1 / 30 = 3,14 × 2880 / 30 =301,44 рад/с

w2 = П × n2 / 30 = 3,14 × 669,7 / 30 = 70,1 рад/с

w3 = П × n3 / 30 = 3,14 × 202,9 / 30 = 21,2 рад/с

3.9 Определение мощности на каждом валу

Р1 = Р1½ × h муфты = 3,72 × 0,98 = 3,65 К Вт

Р2 = Р1 × h зубчатой передачи = 3,65 × 0,98 = 3,57 К Вт

Р3 = Р2 × h зубчатой передачи = 3,57 × 0,98 = 3,5 К Вт

3.10 Определение вращающего момента на валах

Т = Р / w

Т1 = Р1 / w1 = 3,65 / 301,4 = 12,1 Hм

Т2 = Р2 / w2 = 3,57 / 70,1 = 50,9 Hм

Т3 = Р3 / w2 = 3,5 / 21,2 = 165,2 Hм

4.Расчёт передач

4.1 Первая передача

4.1.1 Исходные данные

Прямозубая закрытая

Вход в передачу Т1 = 12,1 Нм; w1 =301,4 рад/с

Выход Т2 =50,9 Нм

Передаточное число U1 = 4,3

4.1.2 Подбор материала

Выбор материала: Сталь 45 (табл. 6,4 стр.92)

 улучшение паковкой

Твёрдость: шестерни НВ 194 –222

 колеса НВ 180 –192

HBср = 222 + 194 / 2 = 208 (шестерни)

HBср = 180 + 192 / 2 = 186 (колеса)

4.1.3 Определение допускаемых контактных напряжений (табл.6,13 стр. 94)

[sн] = ( sно /Sн ) × КнL = ( 2 × 208 + 70 / 1,1) × 1 = 534,6 (шестерни)

[sн] = ( sно /Sн ) × КнL = ( 2 × 186 + 70 /1,1 ) × 1 = 401,8 (колеса)

4.1.4Определение допускаемых напряжений изгиба

[sF] = (sFo / SF ) КFL = 1,8 × 208 / 1,8 ) × 1 =208 (шестерни)

[sF] = (sFo / SF ) КFL = 1,8 × 186 / 1,8 ) × 1 =186 (колеса)

4.1.5 Определение межосевого расстояния передачи

aw =49,5 (U +1 )× 3Ö KHB T1 / Yа × U1 ×[s н ]2

aw= 49,5 ×( 4,3 + 1 ) × 3Ö 1 ×12,1 × 103 / 0,4 × 4,3 × (401,8)3 = 88 мм.

Принять расстояние aw = 90 мм.

4.1.6 Определение модуля зубьев

m = P1 /p = 3,65 / 3,14 = 1,12

Принять модуль m = 1

4.1.7 Определение числа зубьев

ZS = 2aw / m = 2 ×90 / 1 =180

Z1 = ZS / ( U + 1 ) = 180 / (4,3 + 1 ) =34 (шестерни)

Z2 = ZS - Z1 = 180 – 34 = 146 (колеса)

4.1.8 Определение передаточного числа редуктора

U = Z2 / Z1 = 146 / 34 = 4,3

4.1.9 Основные геометрические размеры передачи: Делительный диаметр d1 = Z1 × m = 34 × 1 = 34мм (шестерни)

d2 = Z2 ×m = 146 × 1 = 146мм (колеса)

Диаметр вершин зубьев.

dа1 = d1 + 2 × m = 34 + 2 × 1 = 36мм (шестерни)

dа2 = d2 + 2 × m = 146 + 2 ×1 =148мм (колеса)

Ширина колеса b2 =Ya ×aw = 0,4 × 90 = 36мм

Ширина шестерни b1 = b2 + 5 = 36 + 5 = 41мм

4.1.10 Окружная скорость зубчатых колёс

u = w1 × d1 / 2 = 301,4 × 34 / 2 = 5,1 м/с.

Принимаем u = 6 м/с.

4.1.11 Окружная сила

Ft1 = 2 × T1 / d1 = 2 × 12,1 × 103 / 34 = 712 H

4.1.12 Принять коэффициенты

KHu = 1,2 KHb = 1.2

KHu = 1,4 KFb = 1,52

Ybd = b2 / d1 = 36 / 34 = 1,05

4.1.13 Расчёт контактного напряжения

sН = 436 × Ö (Ft / d1 × b1) × (U + 1 / U) × KHb × KHu

sН= 436 Ö (712 / 34 ×36) × (4,3 +1 / 4,3) ×1,15 × 1,2 = 419 МПа

4.1.14 Коэффициент формы зуба. (табл. 6,8, стр.101)

для шестерни Z1 =34 YF1 = 3,76

для колеса Z2 =146 YF2 = 3,6

4.1.15Расчётное напряжение изгиба в основании ножки зуба колеса

sF2 = YF2 × (Ft / b2 ×m) × KFb ×KFu = 3,6 × (712 / 36 × 1) ×1,52 ×1,4 = 151

151 < [s]F2

sF1 = YF1 × (Ft / b2 ×m) × KFb ×KFu = 3,76 ×(712 / 36 ×1) ×1,52 ×1,4 = 158

158 < [s]F1

4.2 Вторая передача

4.2.1 Исходные данные

Прямозубая закрытая

Вход в передачу Т2 = 50,9 Нм

Выход Т3 = 165,2 Нм

Передаточное число U =3,3

4.2.2 Подбор материала

Выбираем материал: Сталь 45 (табл. 6,4 стр.92)

улучшение паковкой

Твёрдость: шестерни НВ 194 –222

 колеса НВ 180 –192

HBср = 222 + 194 / 2 = 208 (шестерни)

HBср = 180 + 192 / 2 = 186 (колеса)

4.2.3 Определение допускаемых контактных напряжений (табл.6,13 стр. 94)

[sн] = ( sно /Sн ) × КнL = ( 2 × 208 + 70 / 1,1) × 1 = 534,6 (шестерни)

[sн] = ( sно /Sн ) × КнL = ( 2 × 186 + 70 /1,1 ) × 1 = 401,8 (колеса)

4.2.4 Определение допускаемых напряжений изгиба

[sF] = (sFo / SF ) КFL = 1,8 × 208 / 1,8 ) × 1 =208 (шестерни)

[sF] = (sFo / SF ) КFL = 1,8 × 186 / 1,8 ) × 1 =186 (колеса)

4.2.5 Определение межосевого расстояния передачи

aw = 49,5 ( U2 +1 )× 3Ö KHB T2 / Yа × U2 ×[s н ]2

 aw = 49,5 ( 3,3 +1) × 3Ö 1 × 50,9 × 103 / 0,4 × 3,3 × (401,8)3 =132,9мм

 Принять расстояние aw =134мм.

4.2.6 Определение модуля зубьев.

m = P1 /p = 3,8 / 3,14 = 1,5

 Принять модуль m = 2

4.2.7 Определение числа зубьев

ZS = 2aw / m = 2 ×134 / 2 =134

Z1 = ZS / ( U + 1 ) = 134 / (3,3 + 1 ) =31 (шестерни)

Z2 = ZS - Z1 = 134 – 31 = 103 (колеса)

4.2.8 Определение передаточного числа редуктора

U = Z2 / Z1 = 103 / 31 = 3,3

4.2.9 Основные геометрические размеры передачи: Делительный диаметр d1 = Z1 × m = 31 × 2 = 62мм (шестерни)

d2 = Z2 ×m = 103 × 2 = 206мм (колеса)

Диаметр вершин зубьев.

dа1 = d1 + 2 × m = 31 + 2 × 2 = 66мм (шестерни)

dа2 = d2 + 2 × m = 206 + 2 ×2 =210мм (колеса)

Ширина колеса b2 =Ya ×aw = 0,4 × 134 = 54мм

Ширина шестерни b1 = b2 + 5 = 54 + 5 = 59мм

4.2.10 Окружная скорость зубчатых колёс

u = w2 × d2 / 2 = 70 × 62 / 2 = 2,17 м/с.

Принимаем u = 3 м/с.

4.2.11 Окружная сила

Ft2 = 2 × T2 / d1 = 2 × 50,9 × 103 / 62 = 1642 H

4.2.12 Принять коэффициенты

KHu = 1,2 KHb = 1.14

KHu = 1,4 KFb = 1,28

Ybd = b2 / d1 = 54 / 62 = 0.86

4.2.13 Расчёт контактного напряжения

sН = 436 × Ö (Ft / d2 × b1) × (U + 1 / U) × KHb × KHu

sН= 436 Ö (1642 / 62 ×54) × (3,3 +1 / 3,3) ×1,14 × 1,2 = 408 МПа

4.2.14 Коэффициент формы зуба . (табл. 6,8, стр.101)

для шестерни Z1 =31 YF1 = 3,78

для колеса Z2 =103 YF2 = 3,6

4.1.15Расчётное напряжение изгиба в основании ножки зуба колеса

sF2 = YF1 × (Ft / b2 ×m) × KFb ×KFu = 3,6 × (1642 / 54 × 2) ×1,14 ×1,4 = 88

88 < [s]F2

sF1 = YF2 × (Ft / b2 ×m) × KFb ×KFu = 3,76 ×(1642 / 54 ×1) ×1,14 ×1,4 = 92

92 < [s]F1

5.Орентировочный расчёт валов, подбор подшипников

5.1 Исходные данные

Первая ступень. Вторая ступень.

d1 = 34мм d1 = 62мм

d2 = 146мм d2 = 206мм

b1 = 41мм b1 =58мм

b2 = 36 b2 =54мм

5.1.2 Определение минимального диаметра вала

Dmin 1 = 5 × 3Ö12,1 = 11мм

Dmin 2 = 5 × 3Ö51 = 18мм

Dmin 3 = 5 × 3Ö165 = 26мм

5.1.3 Определение диаметра вала под подшипник

dП1 = 20

dП2 = 25

dП3 = 30

5.2 Выбор подшипников

6.Первая эскизная компановка

7.Конструирование зубчатых колёс и валов

7.1 Конструирование зубчатых колёс

7.1.1 Колесо первой ступени

Делительный диаметр d = 146мм

Диаметр вершин зубьев da = d + 2×m = 146 +2×1 = 148мм

Диаметр впадин зубьев df = d – 2.5×m = 146 – 2.5×1 = 143,5мм

Диаметр ступицы dст = 1,55 × dв = 1,55 × 30 = 46мм

Толщина обода S = 2,2 × m + 0,05 × b = 2,2 × 1 + 0,05 × 36 = 4мм

Толщина диска С = 0,3 × b =0,3 × 36 = 11мм

7.1.2 Колесо второй ступени

Делительный диаметр d = 206мм

Диаметр вершин зубьев da = d + 2×m = 206 +2×2 = 210мм

Диаметр впадин зубьев df = d – 2.5×m = 206 – 2.5×2 = 201мм

Диаметр ступицы dст = 1,55 × dв = 1,55 × 36 = 55мм

Толщина обода S = 2,2 × m + 0,05 × b = 2,2 × 2 + 0,05 × 54 = 8мм

Толщина диска С = 0,3 × b =0,3 × 54 = 16мм

7.2 Определение реакций опор.

7.2.1. Исходные данные первого вала:

Ft1 = 712 Н; Fr1 = 259H.

Реакции опор изгибающего момента в вертикальной пл – ти.

Ma = Ft1 0,043 y2  0,155 = 0

Mc = -Ft1 0,112 + y1  0,155= 0

Y2 = Ft1  0,043 / 0,155 = 712  0,043 / 0,155 = 197,5H

Y1 = -Ft1  0,112 / 0,155 = 712  0,112 / 0,155 = 514,5H

Ma = 0

Mb = y1  0,043 = 514,5  0,043 = 22,12Hм

Mc = y1 0,152 Ft1  0,112 = 514,5  0,152 – 712  0,112 =0

Реакции опор изгибающего момента в горизонтальной пл – ти. Ma = -Fr1 0,043 – X4  0,155 = 0

Mc = Fr1  0,112 + X3  0,155 = 0

X2 = -Fr1  0,043 / 0,155 = 259  0,043 / 0,155 = 72H

X1 = Fr1  0,112 / 0,155 = 259  0,112 / 0,155 = 187H

Ma = 0

Mb = X1  0,043 = 187  0,043 = 8,041Hм

Mc = X1 0,155 Fr1  0,112 = 187  0,155 – 259  0,112 =0

7.2.2. Исходные данные второго вала:

Ft1 = 712Н; Ft2 = 1642Н; Fr1 = 259H; Fr2 = 598H

Реакции опор изгибающего момента в вертикальной пл – ти.

Ma = -Ft1  0,043 – Fr2  0,103 +Y4 0,155= 0

Md = -Ft2  0,155 + Ft1  0,112 – Y3  0,155 = 0

Y4 = Ft1  0,043 + Ft1 0,103 / 0,155 = 30,6 +169,1 / 0,155 = 1288,4H

Y3 = Ft2  c + Ft1 (b + c) / a + b +c= 85,32 + 79,74 / 0,155 = 1065,3H

Ma = 0

Mb = -y3  a = 1065,3  0,043 = 45,8Hм

Mc = -y3 0,103 – Ft1  0,06 = - 1065 0,103 + 712  0,06 = -67Нм

Md = -y3 0,155 + Ft1  0,112 + Ft2  0,052= - 165,1 + 79,7 + 85,4 =0

Реакции опор изгибающего момента в горизонтальной пл – ти. Ma = Fr1  0,043 – X4  Fr2 0,103 + X4  0,155 = 0

Md = Fr2  0,052 - Fr1  0,112 - X3  0,155 = 0

X4 = Fr2  0,103 - Fr1 0,043 / 0,155 = 69,5 – 11,13 / 0,155 = 377,2H

X3 = Fr2  0,055 - Fr1  0,112 / 0,155 = 31,1 - 29 / 152 = 13,6H

Ma = 0

Mb = -X3  0,043 = 187  0,043 = -0,6Hм

Mc = -X3 0,103 Fr1  0,06 = -1,4 – 15,5 = -1б,9Нм

Md = -X3 0,152 Fr1  0,112 + Fr2  0,052 = -2,1 – 29 +31,1 = 0

7.2.3. Исходные данные тредтего вала:

Ft2 = 1642Н; Fr2 = 598H

Реакции опор изгибающего момента в вертикальной пл – ти.

Ma = Ft2 0,103 y6  0,155 = 0

Mc = -Ft1  0,052 + y5  0б155 = 0

Y6 = Ft2  0,103 / 0,155 = 1642  0,103 / 0,155 = 1091H

Y5 = Ft2  0,052 / 0,155 =1642  0,052 / 0,155 = 550,9H

Ma = 0

Mb = y5  0,103 = 550,9  0,103 = 56,7Hм

Mc = y5 0,155 Ft2  0,052 = 550,9  0,155 – 1642  0,052 =0

Реакции опор изгибающего момента в горизонтальной пл – ти. Ma = Fr2 0,103 – X6  0,155 = 0

Mc = -Fr2  0,052 + X5  0,155 = 0

X6 = -Fr2  0,103 / 0,155 = 598  0,103 / 0,155 = 397,4H

X5 = Fr2  0,052 / 0,155 = 598  0,112 / 0,155 = 200,6H

Ma = 0

Mb = X6  0,103 = 397,4  0,103 = 20,6Hм

Mc = X5  0,155 Fr2  0,052 = 200,6  0,155 – 598  0,052 =0

8.Схема нагружения валов в пространстве

8.1 Схема нагружения

9.Подбор и проверочный расчет шпонок

9.1 Первый вал

Исходные данные.

 d = 18мм ; Т2 = 50,9

Размеры шпонки.

b = 6мм; h = 6мм;t1 =3,5мм;t2 = 2,8мм;l = 20мм.

9.2 Второй вал

Исходные данные.

d = 30мм ; Т2 = 50,9

Размеры первой шпонки.

b = 10мм; h = 8мм;t1 =5мм;t2 = 3,3мм;l = 20мм.

Размеры второй шпонки.

b = 10мм; h = 8мм;t1 =5мм;t2 = 3,3мм;l = 50мм

9.3 Третий вал.

Исходные данные.

d1 = 36мм ;d2 =26; Т2 = 50,9

Размеры первой шпонки.

b = 10мм; h = 8мм;t1 =5мм;t2 = 3,3мм;l = 40мм.

b = 10мм; h = 8мм;t1 =5мм;t2 = 3,3мм;l = 46мм.

10.Подбор подшипников по динамической грузоподъёмности

10.1Подбор подшипников на первый вал

10.1.1Исходные данные:

w = 301; Кт = 1; Кδ = 1,2; υ = 1; Сr = 15,9.

10.1.2Реакции опор

R1 = √ X12 +Y12 = √ 1872 + 1542 = 547

R2 = √ X22 +Y22 = √ 722 + 1972 = 210

R1

                                                 R2

10.1.3Определение эквивалентной нагрузки

Rэ = υ ∙ R1 ∙ Кδ ∙ Kт = 1 ∙ 547 ∙1,2 ∙ 1 = 656

10.1.4Определение срока службы подшипников

L = 106 / 572,4∙w ∙(Сr / Rэ)3 = 106 / 572,4 ∙ 301 ∙ (15900 / 656) = =82133 часов

10.2.1Исходные данные:

w = 70,1; Кт = 1; Кδ = 1,2; υ = 1; Сr = 22,5.

10.2.2Реакции опор.

 R3 = √ X32 +Y32 = √ 13,62 + 1065,52 = 1065

 R4 = √ X42 +Y42 = √ 377,22 + 1288,42 = 1342

 R4

 R3

10.2.3Определение эквивалентной нагрузки

Rэ = υ ∙ R4 ∙ Кδ ∙ Kт = 1 ∙ 1342 ∙1,2 ∙ 1 = 1610

10.2.4Определение срока службы подшипников

L = 106 / 572,4∙w ∙(Сr / Rэ)3 = 106 / 572,4 ∙ 70,1 ∙ (22500 / 1610) = =67937 часов

10.3.1Исходные данные:

w = 21,2; Кт = 1; Кδ = 1,2; υ = 1; Сr = 19,5.

10.3.2Реакции опор

R5 = √ X52 +Y52 = √ 2002 + 5512 = 554,6

R6 = √ X62 +Y62 = √ 397,42 + 10912 = 1393

 R6

 R5

10.3.3Определение эквивалентной нагрузки

Rэ = υ ∙ R6 ∙ Кδ ∙ Kт = 1 ∙ 1393 ∙1,2 ∙ 1 = 1671

10.3.4Определение срока службы подшипников

L = 106 / 572,4∙w ∙(Сr / Rэ)3 = 106 / 572,4 ∙ 21,2 ∙ (19,500 / 1671) = =96078 часов

11.Проверочный расчёт валов.

11.1 Вал № 1

11.1.1Сечение 1 -1 d = 18мм. Сталь 40Х.

Мх = 0

Му = 0

Мz = Т1 = 12,1 Нм.

b = 6мм – ширина шпонки.

h = 6мм – высота шпонки.

Механические характеристики:

δв =800 МПа; δ-1 = 360 МПа; τ-1 = 210 МПа таб.12.7 стр.208

Кd = 0,77– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения таб.12.12 стр.213

Kf = 1,12 - коэффициент влияния шероховатости таб.12,13 стр. 213

Кσ = 2,025 Н/мм2 – эффективный коэффициент концентрации напряжения таб. 12,16 стр. 214

КV =1 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения таб.12,14 стр,214

ψτ = 0,05

11.1.2 Коэффициент концентрации напряжения:

(Кδ)D = ((Кσ / Кd) + Kf – 1)∙1 / КV = 2,7

11.1.3 Предел выносливости вала:

(δ-1)D = τ-1 / (Кδ)D = 133.3 Н/мм2.

11.1.4 Полярный момент сопротивления:

Wk = (П / 16)∙d3 – (b∙h (2 ∙ b – h)2) / 16 ∙ d = 1032,03мм2

11.1.5 Среднее напряжение цикла:

τа = τm = Mz / 2 ∙ Wk = 8,6 МПа.

11.1.6 Коэффициент запаса прочности:

S = Sτ =(τ-1)D / τа + ψτ ∙ τm = 8,5

11.2 Вал № 2

11.2.1Сечение 1 -1 d = 30мм. Сталь 40Х.

Мх = 0

Му = 0

Мz = Т1 = 50,9 Нм.

b = 10мм – ширина шпонки.

h = 8мм – высота шпонки.

Механические характеристики:

δв =800 МПа; δ-1 = 360 МПа; τ-1 = 210 МПа таб.12.7 стр.208

Кd = 0,77– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения таб.12.12 стр.213

Kf = 1,12 - коэффициент влияния шероховатости таб.12,13 стр. 213

Кσ = 2,025 Н/мм2 – эффективный коэффициент концентрации напряжения таб. 12,16 стр. 214

КV =1 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения таб.12,14 стр,214

ψτ = 0,05

11.2.2 Коэффициент концентрации напряжения:

(Кδ)D = ((Кσ / Кd) + Kf – 1)∙1 / КV = 2,7

11..3 Предел выносливости вала:

(δ-1)D = τ-1 / (Кδ)D = 133.3 Н/мм2.

11.2.4 Полярный момент сопротивления:

Wk = (П / 16)∙d3 (b∙h (2 ∙ b – h)2) / 16 ∙ d = 4970мм2

11.2.5 Среднее напряжение цикла:

τа = τm = Mz / 2 ∙ Wk = 5,1 МПа.

11.2.6 Коэффициент запаса прочности:

S = Sτ =(τ-1)D / τа + ψτ ∙ τm = 5

11.3 Вал № 3

11.3.1Сечение 1 -1 d = 36мм. Сталь 40Х.

Мх = 0

Му = 0

Мz = Т1 = 165 Нм.

b = 10мм – ширина шпонки.

h = 8мм – высота шпонки.

Механические характеристики:

δв =800 МПа; δ-1 = 360 МПа; τ-1 = 210 МПа таб.12.7 стр.208

Кd = 0,77– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения таб.12.12 стр.213

Kf = 1,12 - коэффициент влияния шероховатости таб.12,13 стр. 213

Кσ = 2,025 Н/мм2 – эффективный коэффициент концентрации напряжения таб. 12,16 стр. 214

КV =1 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения таб.12,14 стр,214

ψτ = 0,05

11.3.2 Коэффициент концентрации напряжения:

(Кδ)D = ((Кσ / Кd) + Kf – 1)∙1 / КV = 2,7

11.3.3 Предел выносливости вала:

(δ-1)D = τ-1 / (Кδ)D = 133.3 Н/мм2.

11.3.4 Полярный момент сопротивления:

Wk = (П / 16)∙d3 (b∙h (2 ∙ b – h)2) / 16 ∙ d = 5940мм2

11.3.5 Среднее напряжение цикла:

τа = τm = Mz / 2 ∙ Wk = 3,7 МПа.

11.3.6 Коэффициент запаса прочности:

S = Sτ =(τ-1)D / τа + ψτ ∙ τm = 3,5

11.4.1Сечение 1 -1 d = 25мм. Сталь 40Х.

Мх = 0

Му = 0

Мz = Т1 = 165 Нм.

b = 8мм – ширина шпонки.

h = 7мм – высота шпонки.

Механические характеристики:

δв =800 МПа; δ-1 = 360 МПа; τ-1 = 210 МПа таб.12.7 стр.208

Кd = 0,77– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения таб.12.12 стр.213

Kf = 1,12 - коэффициент влияния шероховатости таб.12,13 стр. 213

Кσ = 2,025 Н/мм2 – эффективный коэффициент концентрации напряжения таб. 12,16 стр. 214

КV =1 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения таб.12,14 стр,214

ψτ = 0,05

11.4.2 Коэффициент концентрации напряжения:

(Кδ)D = ((Кσ / Кd) + Kf – 1)∙1 / КV = 2,7

11.4.3 Предел выносливости вала:

(δ-1)D = τ-1 / (Кδ)D = 133.3 Н/мм2.

11.4.4 Полярный момент сопротивления:

Wk = (П / 16)∙d3 (b∙h (2 ∙ b – h)2) / 16 ∙ d = 2810мм2

11.4.5 Среднее напряжение цикла:

τа = τm = Mz / 2 ∙ Wk = 3,5 МПа.

11.4.6 Коэффициент запаса прочности:

S = Sτ =(τ-1)D / τа + ψτ ∙ τm = 3

12Расчет и конструирование элементов корпуса редуктора.

12.1 Определение толщины стенки корпуса редуктора.

δ = 1,8 ∙ 4√Т3 ≥ 6мм

δ = 1,8 ∙4√162,5 = 7 мм

12.2 Определение диаметра стяжных болтов.

d = 1,25 ∙ 3√Т3 ≥ 10мм

d = 1,25 ∙ 3√162,5 = 10мм

d – диаметр болта.

d2 – диаметр отв. под цилиндрическую головку.

t1 – глубина отв. под головку.

d0 – диаметр отв. стяжных болтов

t1 = 13мм d2 = 18мм d0 = 11мм

12.3 Определение диаметра фундаментных болтов.

dф = 1,25 ∙ d

dф = 1,25 ∙ 10 = 12,5мм округляем до 12мм.

12.4 Определение размера бобышки.

δ1 δ1 = (0,9…1) ∙ δ = 1 ∙ 7 = 7мм

b1 l b = 1,5 ∙ δ = 1,5 ∙ 7 = 10,5мм

b b1 = 1,5 ∙ δ1 = 1,5 ∙ 7 = 10,5мм

f f = 0,5 ∙ δ1 = 0,5 ∙ 7 = 3,5мм

δ l = (2...2,2) ∙ δ = 2∙ 7 ≈15мм

14.Подбор и проверочный расчёт муфты.

 Lвт

 D

 d0

 d1

 D

 D0

 Lцил Lкон

 L

Размеры: таб. 15.2 стр. 127

Муфта №1

При Т1 = 12,1 Нм, n1 = 2880 об/мин.

d = 16мм. d1 = 18мм. Lцил= 28мм. Lкон = 18мм. dп = 10мм. Lвт =15мм. Z = 4 d0 =20мм. L = 60мм. D = 90мм. D0 = 63мм.

Смещение осей валов. Δ = 0,2 γ = 1030’

Муфта №2

При Т3 = 165 Нм, n3 = 6700 об/мин

d = 32мм. d1 = 35мм. Lцил= 58мм. Lкон = 38мм. dп = 14мм. Lвт =25мм. Z = 6 d0 =28мм. L = 120мм. D = 140мм. D0 = 105мм.

Смещение осей валов. Δ = 0,3 γ = 10

δсм = 2 ∙ Т / Z ∙ D0 ∙ dп ∙ Lвт = 0.77 Н/м.

Т – вращающий момент; dп – диаметр пальца; Lвт – длинна упругого элемента; D0 –диаметр расположения пальцев; Z – число пальцев.

15.Выбор смазки редуктора

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности и изнашивания трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания , задирав, коррозии и для лучшего отвода теплоты трущихся поверхности должны иметь надежное смазывание.

Смазка зубчатых передач.

В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко используется картерная система смазывания. В корпус редуктора, коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены.При их вращении масло ухватывается зубьями, разбрызгивается попадает на внутренние стенки редуктора, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которыми покрываются поверхности расположенных внутри корпуса детали.

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло, чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла.

Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.

Смазывание подшипников.

Подшипники смазываются пластичными смазывающими материалами.

Например: ЛИТОЛ 24

Для подачи в подшипники пластического смазочного материала используют пресс – масленки. Смазочный материал подают под давлением специальным шприцем. Для удобства подвода шприца в некоторых случаях применяют переходные штуцера.

При смазывание колес погружением на подшипники попадают брызги масла. Подшипники защищают маслозащитными шайбами.

Табл. 8.1 стр. 135 выбираем масло марки И Г А 32

δn = 436 МПа υ = 6 м/с

И – индустриальное масло.

Г – для гидравлических систем.

А – масло без присадок.

32 – класс кинематической вязкости.

16        Подбор посадок сопряженных поверхностей.

16.1 Посадка подшипников

Внутренние кольца к валу К6

Внешнее кольцо в корпусе Н7

16.2 Установка колеса к валу производится с натягом

Для предотвращения смещения на валу предусмотрен буртик и установлена дистанционная втулка, посадка – D9/d9.

Для установления шпонки на колесо, выбирают переходную посадку – N10/n10.

16.3 Крышки подшипников:

Крышки подшипников закладные посадка – Н11/h11. наружный диаметр, посадка – H7/h8.

16.4 Муфта на валу.

Для обеспечения надежного закрепления выбор посадки – H7/p6.

16.5 Шплинты:

Шплинты устанавливаются в корпусе, посадка должна предотвращать смещение, посадка – H7/h7.

17. Сборка и разборка 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 ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 -100ºС;

·            в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала;

·            надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле;

·           собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов;

·           затягивают болты, крепящие крышку к корпусу;

·           на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических пластинок;

·           регулируют тепловой зазор, подсчитанный по формуле

·           проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников;

·           на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку;

·           ввертывают пробку маслосливного отверстия с прокладкой;

·           заливают в корпус масло и закрывают смотровое окно крышкой с прокладкой и закрепляют ее болтами

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

18Список используемой литературы

·           Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Детали машин курсовое проектирование». 1990 г.

·           Куклин Н.Г., Куклина Г.С. «Детали машин».1979 г.

·           Издательство Москва «Машиностроение» 1979г.» Курсовое проектирование детали машин».

 [u1]