20866

Расчет и проект привода к пластинчатому транспартеру

Курсовая

Производство и промышленные технологии

В курсовом проекте проведены расчеты входных данных для проектирования привода: передаточных чисел, частот вращения, мощностей, вращающих моментов для всех валов редуктора. Проведены проектировочные и проверочные расчеты передач, валов, подшипников, муфт, шпоночных соединений, группового болтового соединения. Подобраны стандартные детали и смазка. Описана конструкция редуктора.

Русский

2014-12-01

2.46 MB

43 чел.

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту по дисциплине:

« Детали машин»


ЗАДАНИЕ № 43

Тема: «Рассчитать и спроектировать привод к пластинчатому транспартеру.»

Схема механизма и исходные данные для проектирования:

                                                                              

Место для кинематической схемы                                                     Режим нагружения:

                                                   

               Частота

вращения

Время работы в часах с

использованием мощности

t1

P1

t2

P2

t3

P3

n1

3500

Р

3000

0,7Р

5000

0,2Р

n2

n3

Исполнение передаточного

механизма

горизонтальное

Положение выходного вала

горизонтальное

Положение червяка

-

Серийность производства

массовое

Сменность работы

односменная

                                                                                                                                    


Т,

Нм

Т1,

Нм

Т2,

Нм

n

мин-1

n1

мин-1

n2

мин-1

φ

nc

мин-1

Тип пере-

дачи или

соедини-тельной

муфты на

входном

валу

U

S

β

Тип пере-

дачи или

соедини-тельной

муфты на

выходном

валу

U

Устано

вить на:

25

319

122

750

МУВП

1,12

0,9

Цепная

литой плите


РЕФЕРАТ

Объект исследования – привод к пластинчатому транспортеру.

Цель работы – рассчитать и спроектировать привод к пластинчатому транспортеру с высокими технико-экономическими показателями. Основные технико-эксплуатационные характеристики привода приведены в табл. 1.

Таблица 1 – Технико-эксплуатационные характеристики привода

Показатель

Значение

   Электродвигатель:

      -тип

      -мощность

      -частота вращения вала

4А132М8У3

5,5 кВт

720 мин

   Частота выходного вала

128,6 мин

   Масса редуктора

94 кг

   Габариты редуктора с электродвигателем

990

   Способ смазки передач и подшипников качения

Окунанием и разбрызгиванием

   Сорт масла

И – Г – А  - 68

   Объем масла

3 л

   Периодичность смены масла

6 месяцев

   Срок службы редуктора

6000 ч.

 

В курсовом проекте проведены расчеты входных данных для проектирования привода: передаточных чисел, частот вращения, мощностей, вращающих моментов для всех валов редуктора. Проведены проектировочные и проверочные расчеты передач, валов, подшипников, муфт, шпоночных соединений, группового болтового соединения. Подобраны стандартные детали и смазка. Описана конструкция редуктора.

ПЛАСТИНЧАТЫЙ ТРАНСПАРТЕР, ПРИВОД, ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЬ, МУФТА, ПОДШИПНИК, ВАЛ, ШЕСТЕРНЯ, КОЛЕСО ЗУБЧАТОЕ, МОДУЛЬ, МАСЛО


                                                           СОДЕРЖАНИЕ                                                  стр.                                        

ВВЕДЕНИЕ…………………………………………………….…………………………………….5

1 АНАЛИЗ КОНСТРУКЦИИ……………………………………………………………………6

2 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ……………………………………………………..……...7

3 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ……………………………………………………………...8

4 ПРОЕКТИРОВАЧНЫЕ РАСЧЕТЫ…………………………………………….…………..10

             4.1 Расчет прямозубой цилиндрической передачи 3-4……………………………...…….10

             4.2 Расчет прямозубой цилиндрической передачи 1-2…………………………………....12

             4.3 Выбор соединительной муфты………………………………………………….............16

             4.4 Расчет цепной передачи………………………………………………………….……...17

             4.5 Проектировочный расчет валов………………………………………………………...19

             4.6 Выбор подшипников качения…………………………………………………………...20

             4.7 Выбор и обоснование шпоночных соединений……………………………………..…21

             4.8 Расчет основных размеров корпуса и крышки………………………………………....21

 

5 ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ…………………………………………………………….…...22

             5.1 Расчет прямозубой цилиндрической передачи 3-4……………………………...…….22

             5.2 Расчет соединительной муфты………………………………………………………….24

             5.3 Расчет цепной передачи………………………………………………………………....25

             5.4 Проверочный расчет валов на выносливость………………………………………….27

                           5.4.1 Расчет входного вала………………………………………………………....28

                           5.4.2 Расчет промежуточного вала……………………………………………...…31

                           5.4.3 Расчет выходного вала…………………………………………………….…34

                           5.4.4 Расчет вала на жесткость………………………………………………….…37

            

             5.5 Расчет подшипников на долговечность…………………………………………….….38

                           5.5.1 Расчет подшипников входного вала………………………………………...38

                           5.5.2 Расчет подшипников промежуточного вала………………………….…….39

                           5.5.3 Расчет подшипников выходного вала………………………………………40

                           

             5.6 Расчет шпоночных соединений на смятие…………………………………………….40

6 РАСЧЕТ БОЛТОВ КРЕПЛЕНИЯ МЕХАНИЗМА К ЛИТОЙ ПЛИТЕ…………….43

7 ТЕХНИЧЕСКИЕ УСЛОВИЯ НА ЭКСПЛУАТАЦИЮ………………………………..46

ВЫВОДЫ……………………………………………………………………………………………47

ПЕРЕЧЕНЬ ССЫЛОК……………………………………………………………………………48

 4 48

  


ВВЕДЕНИЕ

В данном курсовом проекте был спроектирован привод к пластинчатому транспортеру. Данный привод рассчитан на серийный выпуск, режим работы – односменный. В состав привода входит электродвигатель закрытый обдуваемый единой серии 4А – 4А132М8, момент, с вала которого передается на входной вал соосного двухступенчатого редуктора посредством упругой втулочно-пальцевой муфты 250-35-1,1-38-11,2-У3, ГОСТ 21424-75. На выходном валу редуктора крепится ведущая двухрядная звездочка цепной передачи приводной роликовой цепью 2ПР-19,05-7200 ГОСТ 13568-75, посредством цепной передачи крутящий момент передается пластинчатому транспортеру. Двигатель и редуктор установлены на единой литой плите, что обеспечивает соосность вала электродвигателя и входного вала редуктора. Допустимое радиальное смещение валов электродвигателя и редуктора – не более 0,3 мм, угловой перекос – до . Элементы привода закреплены на литой плите с помощью шпилек, плита, в свою очередь, крепится к фундаменту с помощью фундаментных болтов.                                  


    1 АНАЛИЗ ПРИВОДА

В данном курсовом проекте спроектирован привод к пластинчатому транспортеру, который состоит из соосного двухступенчатого цилиндрического редуктора, электродвигателя, муфты, цепной передачи на выходе редуктора. Привод устанавливается на литой плите, которая крепится к фундаменту при помощи фундаментных болтов М24, редуктор крепится к плите при помощи шпилек М22, электродвигатель – шпилек М12. Крутящий момент от электродвигателя посредством муфты упругой втулочно пальцевой передается на входной вал-шестерню редуктора, с которой посредством цилиндрической прямозубой передачи передается на первое зубчатое колесо, далее при помощи шпонки передается на второй вал-шестерню (промежуточный вал) с которого посредством цилиндрической прямозубой передачи передается на второе зубчатое колесо, и далее при помощи шпоночного соединения  на  выходной вал редуктора. На выходном валу редуктора установлена двухрядная звездочка, которая закреплена на валу посредством шпоночного соединения и концевой шайбы. Редуктор закрывается крышкой, которая крепится с помощью винтов с цилиндрической головкой и шестигранным углублением «под ключ» и центрируется штифтами. Крышка редуктора имеет смотровой люк, люк закрывают крышкой, в данном случае крышка совмещена с отдушиной, наружная крышка плоская, вдоль длинной ее стороны выдавлены два гребня, через которые внутренняя полость редуктора соединена с внешней средой, пространство между крышками заполнено фильтром из тонкой медной проволоки или другого материала., служит для выравнивания давления в редукторе в процессе его работы. Редуктор имеет маслоуказатель круглого типа, а также пробку с магнитным уловителем для слива смазочного материала (масла). Для удобства слива смазки дно корпуса редуктора имеет уклон 1° в сторону сливной пробки.                                          


                                                
2 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Входными параметрами для расчета мощности электродвигателя являются:

- крутящий момент на валу Нм;

- частота вращения вала  об/мин;

- синхронная частота вращения ротора электродвигателя =750 об/мин;

-коэффициент полезного действия привода ,                         где потери мощности, оцениваемые КПД, в подшипниках входного, промежуточного и  выходного валов соответственно; потери мощности, оцениваемые КПД, в зацеплении пары цилиндрических прямозубых колес 1-2 и 3-4 соответственно.  

Потребная мощность электродвигателя:                                                                                                                                                                                                                                                                                              

                                            кВт,                                       (2.1)

По заданной синхронной частоте вращения вала  и потребной мощности электродвигателя выбираем  электродвигатель со следующими параметрами (рис. 1):

- типоразмер двигателя 4А132М8У3;

- номинальная мощность электродвигателя кВт;

- синхронная частота вращения ротора электродвигателя об/мин;

- рабочая частота вращения вала электродвигателя об/мин;

- отношение максимального момента к номинальному .

 Рисунок 1 – Электродвигатель исполнения 1 М1081
                                                   
3 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

Общее передаточное число привода равно:

                                                        ,                                                (3.1)

При разбивке общего передаточного числа редуктора по ступеням воспользуемся рекоменда-циями из таблицы 10 [9], согласно которым передаточное число тихоходной ступени:                             

                                                    ;                                              (3.2)

для быстроходной ступени

                                                               .                                                        (3.3)

Из стандартного ряда назначаем ; .

Фактическое передаточное число редуктора равно

                                                      .

  Процент ошибки фактического передаточного числа:

                                        .                                     (3.4)

Данное сочетание передаточных чисел обеспечивает минимальную погрешность.

3.1 Расчеты частот, мощностей и вращающих моментов на отдельных элементах привода

Частота вращения входного вала редуктора и установленной на этом валу шестерни быстро-ходной ступени равна частоте вращения вала электродвигателя:

об/мин.                                                                                                              (3.5)                           

Частота вращения промежуточного вала редуктора и закрепленных на нем колес быстроходной    и тихоходной ступени:

об/мин.                                                                                       (3.6)

Частота вращения выходного вала и установленном на нем колеса тихоходной ступени:

об/мин.                                                                                            (3.7)

Мощности, передаваемые отдельными элементами привода:

кВт;

кВт;

кВт;

кВт;

кВт;

кВт.

Вращающие моменты:

Нм;                                                                           (3.8)

Нм;

Нм;

Нм;

Нм;

Нм.

Таблица 2 – Результаты кинематического расчета

Параметры

Электро-

двигатель

Редуктор

Выход

I ступень

II ступень

n, об/мин

720

720

288

288

128,6

128,6

P, кВт

4,48

4,44

4,31

4,27

4,14

4,10

T, Нм

59,42

58,89

142,9

141,6

307,4

304,5

U

-

2,5

2,24

1,12

 

                                    4 ПРОЕКТИРОВАЧНЫЕ РАСЧЕТЫ

4.1 Расчет прямозубой цилиндрической передачи 3-4

Исходные данные выбираем из результатов кинематического расчета по таблице 2 (для пары    3-4):

мощность на шестерне кВт;

мощность на колесе кВт;

частота вращения шестерни  об/мин;

частота вращения колеса  об/мин;

передаточное число .

Режим нагружения:

 

4.1.1 Назначение материалов и расчет допускаемых напряжений

Принимается для изготовления шестерни и колеса Сталь 45 с термообработкой – улучшение.

Обоснование. Зубья нарезают после термообработки заготовки, при этом достигается достаточная точность изготовления зубчатых колес без использования дорогих финишных операций. Колеса хорошо прирабатываются.

По таблицам 24, 25 [9] выбираем:

- для шестерни – твердость поверхности зубьев НВ (наиболее вероятная твердость 300 НВ); МПа, МПа;

- для колеса - твердость поверхности зубьев НВ (наиболее вероятная твердость 262 НВ); МПа, МПа.

Допускаемые контактные напряжения:

.

Для шестерни (табл. 26 []):

МПа;

;

,

где ;

;

, принимаем .

(принят 6-й класс чистоти обработки);   (ожидается V<5м/с);  

(обильное смазывание передачи);  (ожидается диаметр зубчатих колес <700мм.).

МПа.

Для колеса:

МПа;

;

,

где ;

;

, принимаем .

(принят 6-й класс чистоти обработки); (ожидается V<5м/с);  

(обильное смазывание передачи);   (ожидается диаметр зубчатих колес <700мм.).

МПа.

За расчетное допускаемое контактное напряжение для прямозубой цилиндрической передачи принимаем меньшее из  и  - МПа.

4.1.2 Назначение коэффициентов

В многоступенчатых редукторах значение  увеличивается в направлении от быстроходной передачи к тихоходной передачи, повышение точности изготовления и монтажа передачи, повышение жесткости валов позволяет принимать более высокие значения .

(см. табл. 28 [9]) - коэффициент ширины зубчатого колеса, относительно межосевого расстояния; принимается из рекомендаций для многоступенчатых редукторов.

- коэффициент который учитывает распределение нагрузки между зубьями (прямозубая передача);

-коэффициент, который учитывает распределение нагрузки по ширине венца (табл. 35 [9] ,при ; вблизи одной из опор, колеса прирабатываются).

- коэффициент динамичности нагружения (для проектировочного расчета).

- для прямозубой передачи Сталь-Сталь.

4.1.3 Расчет межосевого расстояния

мм, принимается стандартное мм (табл. 30 [9]).

4.1.4 Назначение модуля

мм, принимаем мм (для силовых

передач рекомендуется принимать мм с экономических затрат и по условию обеспечения плавности работы передачи).

Проверка: целое число.

4.1.5 Назначение чисел зубьев

Для шестерни - .

Для колеса - .

Фактическое передаточное отношение - .                   

Погрешность: .

4.1.6 Расчет геометрических параметров зубчатых колес

мм – ширина зубчатого венца колеса; принимаем из ряда нормальных линейных размеров мм.

Делительный диаметр шестерни мм.

Диаметр выступов вершин зубьев шестерни мм.

Диаметр впадин зубьев шестерни мм.

Делительный диаметр колеса мм.

Диаметр выступов вершин зубьев колеса мм.

Диаметр впадин зубьев колеса мм.

Проверка: ,  мм.

4.1.7 Назначение степени точности

Окружная скорость на диаметре :

Назначаем степень точности 9-В   ГОСТ 1758-81  (табл.33 [9]).

4.2 Расчет прямозубой цилиндрической передачи 1-2

Исходные данные выбираем из результатов кинематического расчета по таблице 2 (для пары    1-2):

мощность на шестерне кВт;

мощность на колесе кВт;

частота вращения шестерни  об/мин;

частота вращения колеса  об/мин;

передаточное число .

Режим нагружения:

 

4.2.1 Назначение материалов и расчет допускаемых напряжений

Принимается для изготовления шестерни и колеса Сталь 45 с термообработкой – улучшение.

Обоснование. Зубья нарезают после термообработки заготовки, при этом достигается достаточная точность изготовления зубчатых колес без использования дорогих финишных операций. Колеса хорошо прирабатываются.

По таблицам 24, 25 [9] выбираем:

- для шестерни – твердость поверхности зубьев НВ (наиболее вероятная твердость 285 НВ); МПа, МПа;

- для колеса - твердость поверхности зубьев НВ (наиболее вероятная твердость 250 НВ); МПа, МПа.

Допускаемые контактные напряжения:

.                                                                                                     (4.1)

Для шестерни (табл. 26 []):

МПа;                                                                                (4.2)

;

,

где ;

;            (4.3)

, принимаем .

(принят 6-й класс чистоти обработки);   (ожидается V<5м/с);  

(обильное смазывание передачи);  (ожидается диаметр зубчатих колес <700мм.).

МПа.

Для колеса:

МПа;

;

,

где ;

;

, принимаем .

(принят 6-й класс чистоти обработки); (ожидается V<5м/с);  

(обильное смазывание передачи);   (ожидается диаметр зубчатих колес <700мм.).

МПа.

За расчетное допускаемое контактное напряжение для прямозубой цилиндрической передачи принимаем меньшее из  и  - МПа.

4.2.2 Назначение коэффициентов

(см. табл. 28 [9]) - коэффициент ширины зубчатого колеса, относительно межосевого расстояния; принимается из рекомендаций для многоступенчатых редукторов.

- коэффициент который учитывает распределение нагрузки между зубьями (прямозубая передача);

-коэффициент, который учитывает распределение нагрузки по ширине венца (табл. 35 [9] ,при ; вблизи одной из опор, колеса прирабатываются).

- коэффициент динамичности нагружения (для проектировочного расчета).

- для прямозубой передачи Сталь-Сталь.

 

4.2.3 Расчет межосевого расстояния

мм,      (4.4)       

принимается стандартное мм (табл. 30 [9]).

4.2.4 Назначение модуля

мм, принимаем мм (для силовых передач рекомендуется принимать мм с экономических затрат и по условию обеспечения плавности работы передачи).

Проверка: целое число.

4.2.5 Назначение чисел зубьев

Для шестерни - .

Для колеса - .

Фактическое передаточное отношение - .                   

Погрешность: .

4.2.6 Расчет геометрических параметров зубчатых колес

мм – ширина зубчатого венца колеса; принимаем из ряда нормальных линейных размеров мм.

Делительный диаметр шестерни мм.

Диаметр выступов вершин зубьев шестерни мм.

Диаметр впадин зубьев шестерни мм.

Делительный диаметр колеса мм.

Диаметр выступов вершин зубьев колеса мм.

Диаметр впадин зубьев колеса мм.

Проверка: ,  мм.

4.2.7 Назначение степени точности

Окружная скорость на диаметре :

Назначаем степень точности 8-В   ГОСТ 1758-81  (табл.33 [9]).

4.3 Выбор соединительной муфты

Для передачи крутящего момента от электродвигателя к редуктору выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (ГОСТ 21425-93). Так как диаметр выходного вала электродвигателя равен 38мм, то из таблицы К21 [2] выбираем муфту МУВП с диаметром под вал равным 35мм, и одну из полумуфт растачиваем до необходимого размера. Нм.

Таблица 3 – Характеристики муфты

Номинальный крутящий момент Н∙м

d,

мм

D,

мм

L,

мм

l,

мм

Угловая скорость ,, не более

Допускаемая частота вращения, об/мин

Зазор между муфтами с, мм

Допускаемое смещение полумуфт

радиальное

угловое

250

35

140

121

58

400

3800

5

0,3

1˚00

Рисунок 2 – муфта упругая втулочно-пальцевая

4.4 Расчет цепной передачи

Исходные данные выбираем из результатов кинематического расчета по таблице 2 – Результаты кинематического расчета.

Мощность на выходе кВт.

Частота на выходе об/мин.

Крутящий момент на выходе Нм.

Передаточное отношение цепной передачи .

Передача расположена под углом 30к горизонту. Работа односменная, смазка регулярная окунанием ветви цепи в масляную ванну. Натяжение цепи осуществляется натяжным устройством. Возможные перегрузки соответствуют .

4.4.1 Предварительный расчет передачи

Число зубьев ведущей звездочки (ориентировочное)

. Назначаем: .                                                          (4.5)

Коэффициент работоспособности передачи: =4·106 .

Срок службы передачи: ч.

Коэффициент, учитывающий влияние частоты вращение ведущей звездочки на износ шарнира: .

Коэффициент, учитывающий число зубьев ведущей звездочки передачи: .

Межосевое расстояние передачи (в шагах) принимается из рекомендаций: .

Коэффициент, учитывающий межосевое расстояние передачи: .

Коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа: .

Коэффициент, учитывающий параметры передачи: .

Коэффициент, учитывающий угол наклона линии центров к горизонту:  (табл. 56 [9]).

Коэффициент, учитывающий способ компенсации вытяжки цепи вследствие износа шарниров:  ( при способе компенсации за счет перемещения опор одного из валов, табл.   57 [9]).

Коэффициент, учитывающий способ смазки шарнира: ( при окунании цепи в масляную ванну, табл. 58 [9]).

Коэффициент, учитывающий условия эксплуатация: .

Допустимое давление для расчета износостойкости шарнира: МПа.                                                                  (4.6)

Принимаем число рядов цепи: .

Коэффициент, учитывающий число рядов цепи:  (см. табл. 55 [9], при числе рядов цепи ).

Расчетный шаг цепи: мм,                 (4.7)                     

где  ( табл.54 [9], т.к. работа привода к пластинчатому транспортеру сопровождается умеренными  колебаниями нагрузок).

Принимаем из табл.59 приводную роликовую цепь с шагом- ПР-15,875-2270.

4.4.2 Расчет геометрических параметров передачи

Расчетное число зубьев ведомой звездочки: .

Назначаем: .

Расчетное число звеньев цепи: .

мм.                                                                 (4.8)

Принимается ближайшее четное: мм.

Расчетное межосевое расстояние передачи: .

мм.                  (4.9)

Межосевое расстояние, обеспечивающее провисание цепи:мм.

Диаметр делительной окружности ведущей звездочки: мм.

Диаметр делительной окружности ведомой звездочки: мм.

Наружной диаметр ведущей звездочки: мм.

Наружной диаметр ведомой звездочки: мм.

Из таблицы 59 [9] выбираем диаметр ролика: мм.

Радиус впадины: мм.

Диаметр окружности впадин ведущей звездочки: мм.

Диаметр окружности впадин ведомой звездочки: мм.

Расстояние между пластинами ведомого звена: мм (табл. 59 [9]).

Ширина зубчатого венца звездочки: мм (для однорядной цепи).

Радиус боковой поверхности зубьев звездочки: мм.

Координаты центра кривизны боковой поверхности зуба: мм.

4.5 Проектировочный расчет валов

4.5.1 Проектировочный расчет входного вала

Оценивающий диаметр входного вала: мм.

Учитывая диаметр муфты, назначаем мм. Диаметр под подшипники мм (рис. 3).

Рисунок 3 – Входной вал

4.5.2 Проектировочный расчет входного вала

Оценивающий диаметр промежуточного вала: мм.

Учитывая диаметр под подшипники входного вала и для обеспечения одного типоразмера назначаем диаметр под подшипники мм (рис. 4).

Рисунок 4 – Промежуточный вал

4.5.3 Проектировочный расчет входного вала

Оценивающий диаметр выходного вала: мм.

Учитывая типоразмер и серию подшипников принимаем диаметр мм (рис. 5).

Рисунок 5 – Выходной вал

  

4.6 Выбор подшипников качения

Для входного вала назначаем по ГОСТ 8338-75 шарикоподшипники радиальные однорядные средней серии № 308: мм; мм; мм; мм; Н; Н (табл. К27 [4]).

Для промежуточного вала назначаем по ГОСТ 8338-75 шарикоподшипники радиальные однорядные средней серии № 308: мм; мм; мм; мм; Н; Н (рис. 6а).

Для выходного вала назначаем по ГОСТ 8338-75 шарикоподшипники радиальные однорядные средней серии № 310: мм; мм; мм; мм; Н; Н (рис.6б).

а – подшипник № 308, б – подшипник № 310

Рисунок 6 – Схема подшипников

4.7 Выбор и обоснование шпоночных соединений

 Выбор шпоночного соединения под муфту на валу электродвигателя

Учитывая диаметр вала электродвигателя мм по ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку призматическую исполнение 1 с размерами: мм (табл. К42 [4]).

Выбор шпоночного соединения под муфту на входном валу редуктора

Учитывая диаметр входного вала редуктора мм по ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку призматическую исполнение 1 с размерами: мм.

Выбор шпоночного соединения под колесо зубчатое на промежуточном валу редуктора

Учитывая диаметр промежуточного вала редуктора мм по ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку призматическую исполнение 1 с размерами: мм.

Выбор шпоночного соединения под колесо зубчатое на выходном валу редуктора

Учитывая диаметр выходного вала редуктора мм по ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку призматическую исполнение 1 с размерами: мм.

Выбор шпоночного соединения под звездочку двухрядную на выходном валу редуктора

Учитывая диаметр выходного вала редуктора мм по ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку призматическую исполнение 1 с размерами: мм.

4.8 Расчет основных размеров корпуса и крышки

Определяем толщину стенки редуктора: мм,

где Т - вращательный момент на тихоходном валу.

Принимаем мм.

Определяем диаметр фундаментных болтов: мм.

Принимаем болт М16.

Определяем диаметр стяжных винтов: мм.

Принимаем диаметр стяжных винтов М12.

Определяем ширину фланца: мм.

Принимаем ширину фланца 40мм.

Толщина стенки крышки редуктора мм, ширина фланца также 40мм.


5 ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ

5.1 Расчет прямозубой цилиндрической передачи 3-4

5.1.1 Проверка на контактную усталостную прочность

.

                             ,                            (5.1)

где ;

;

;

;

(прямые зубья);

(см. табл.35 [9], при; вблизи одной из опор; колеса прирабатываются);

(см. табл.36 [9]  при м/с; степени точности по норме плавности – 8).

МПа.

.

472 МПа < 540 МПа – контактная усталостная прочность обеспечена.

5.1.2 Проверка на усталостную изгибную прочность

.

Выясняем, по какому из зубчатых колес пары вести расчет, для чего для шестерни и колеса рассчитывается .

Допускаемое изгибное напряжение

                                                                  ,                                                   (5.2)

Для шестерни:

МПа;

(нереверсивная передача);

(при вероятности неразрушения зубьев более 0,99);

<1, принимается ;

(для всех сталей);

;

МПа.

Для колеса:

МПа.

;

;

<1, принимается ;

;

;

МПа.

(см. табл. 22 [9], при  и =0);

(см. табл. 22 [9], при  и =0);

;      .

Более «слабым» элементом является колесо, по которому ведется дальнейший расчет:

                                                                                            (5.3)

где  (для прямых зубьев);

(см. табл.35 [9], при; вблизи одной из опор; колеса прирабаты-ваются);

(см. табл.36 [9], прим/c; степени точности по норме плавности–9; НВ).

МПа.

.

107,5 МПа < 214 МПа – изгибная усталостная прочность обеспечена.

5.1.3 Проверка на контактную прочность при действии максимальных нагрузок

.

,                                                                                                                         (5.4)                       

где ;                                                                               (5.5)  

МПа.

.

.

871 МПа < 1512 МПа – контактная прочность при действии максимальных нагрузок обеспечена.

5.1.4 Проверка на изгибную прочность при действии максимальных нагрузок.

.

                                                                                 (5.6)            

МПа;                                           

.

290,3 МПа < 721 МПа – изгибная прочность при действии максимальных нагрузок обеспечена.

5.2 Расчет соединительной муфты

Работоспособность муфты определяется способностью пальцев и резиновых втулок. Проверо-чный расчет резиновых втулок выполняется по условию их прочности на смятие, а самих пальцев - по условию прочности на изгиб ([2]).

Усилие, приходящееся на один палец: Н.                          (5.7)

Условие прочности втулок муфты: ,

где мм – диаметр пальца;

мм – длина втулки; 

МПа – допускаемые напряжения смятия для резин;

МПа.

0,52 МПа < 1,8 МПа – условие прочности втулок муфты выполняется.

Условие прочности пальцев на изгиб: ,                                          (5.8)

где мм – зазор между полумуфтами;

МПа – допускаемые напряжения для пальцев;

МПа.

12,6 МПа < 60 МПа – условие прочности пальцев на изгиб выполняется.  

5.3 Расчет цепной передачи

5.3.1 Проверка износостойкости шарнира цепи

Скорость цепи в передачи: м/с.

Окружная сила на ведущей звездочке: Н.

Коэффициент, учитывающий переменность нагрузки: ,

.

Эквивалентная полезная нагрузка на цепь: Н.

Расчетное давление в шарнире: МПа,                                     (5.9)

где  (см. табл. 59 [9]).

.

43,6 МПа < 83,8 МПа – износостойкость шарнира цепи обеспечена.

5.3.2 Проверка усталостной прочности пластин цепи

Коэффициент, учитывающий число зубьев ведущей звездочки: .

Коэффициент, учитывающий срок службы передачи: .

Коэффициент, учитывающий величину шага цепи:  при .

Коэффициент, учитывающий частоту вращения ведущей звездочки: .

Допустимое давление, обеспечивающее усталостную прочность цепи: ,

МПа.

Расчетное давление в шарнире принимается равным МПа.

43,6 МПа > 29,3 МПа – усталостная прочность пластин не обеспечена.

Принимаем решение увеличить число рядов цепи и выбираем цепь 2 ПР – 15,875 – 4540.

МПа.

25,68 МПа < 29,3 МПа – усталостная прочность пластин обеспечена.

5.3.3 Проверка статической прочности цепи

Сила удара шарнира цепи о зуб звездочки: , при м/с.

Из табл. 59 [] выбираем стандартную статическую разрушающую нагрузку: Н.

Расчетный коэффициент безопасности:                    (5.10)

где  (из рекомендаций), при этом .

4 < 6 – статическая прочность цепи не обеспечена.

Принимаем решение увеличить шаг цепи и выбираем цепь 2 ПР – 19,05 – 7200.

Тогда делаем перерасчет:

мм;

мм;

мм;  мм;  

мм;   мм;

мм;   мм;  мм;   мм;  

мм;    мм;

мм;    мм;       мм;

м/с;     Н;     Н;

МПа;

14 МПа < 83,8 МПа – износостойкость шарнира цепи обеспечена.

;  МПа.

14 МПа < 29 МПа – усталостная прочность пластин цепи обеспечена.

5.3.4 Проверка статической прочности цепи

Сила удара шарнира цепи о зуб звездочки: , при м/с.

Из табл. 59 [9] выбираем стандартную статическую разрушающую нагрузку: Н.

Расчетный коэффициент безопасности:

7,8 МПа > 6 МПа – статическая прочность цепи обеспечена.

5.4 Проверочный расчет валов на выносливость

 

Рисунок 7 – Общая схема нагружения валов редуктора

Исходные данные к расчету нагружения валов редуктора:

делительный диаметр шестерни первой зубчатой пары мм;

делительный диаметр колеса первой зубчатой пары мм;

момент на шестерни первой зубчатой пары Нм;

момент на колесе первой зубчатой пары Нм;

делительный диаметр шестерни второй зубчатой пары мм;

делительный диаметр колеса второй зубчатой пары мм;

момент на шестерни второй зубчатой пары Нм;

момент на колесе второй зубчатой пары Нм;

момент на входе Нм;

окружная сила на ведущей звездочке Н.

Силы в зацеплении колес редуктора

Окружные силы в зацеплении первой зубчатой пары:                          Н.                                                                                  (5.11)

Радиальные силы в зацеплении первой зубчатой пары: Н.                                                                                   (5.12)

Окружные силы в зацеплении второй зубчатой пары: Н.

Радиальные силы в зацеплении первой зубчатой пары: Н.

Внешние нагрузки, действующие на валы

Сила от муфты: Н.                                                                (5.13)       

Сила, создаваемая цепной передачей: Н.                            (5.14)

5.4.1 Проверочный расчет входного вала

Составляем схему загрузки и строим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскости (рис.8).

Определим реакции RA и RB в вертикальной плоскости.

;   ;   Н (действительное направление силы противоположно указанному на эпюре).

;    ;  Н (действительное направление силы противоположно указанному на эпюре).

Произведем проверку:  (верно).

Произведем расчет изгибающих моментов для построения эпюры моментов в вертикальной плоскости: ;  Нм;  Нм;  Нм;   Нм;    (рис. 8).

Определим реакции RA и RB в горизонтальной плоскости.

;   ;   Н (действительное направление силы противоположно указанному на эпюре).

;   ;   Н (действительное направление силы противоположно указанному на эпюре).

Произведем проверку:  (верно).

Произведем расчет изгибающих моментов для построения эпюры моментов в горизонтальной плоскости:;Нм; Нм;   (рис. 8).

Произведем расчет для построения суммарной эпюры изгибающих моментов: ;  Нм;   Нм;  Нм;  Нм;.

Анализируя эпюры, приходим к выводу, что опасным для вала является сечение 4(5).

Нм.

Для построения эпюры крутящего момента необходимое значение момента выберем из таблицы 2: Нм.

 

      

Рисунок 8 – Схема нагружения входного вала и эпюры

Определяем общие запасы прочности в опасном сечении.

- общий запас прочности,                                                                                   (5.15)

- запас прочности по нормальным напряжениям,                                 (5.16)

- запас прочности по касательным напряжениям,                                    (5.17)

Принимается для Стали 45 улучшенной:

σ-1 = 250 МПа; τ-1 = 150 МПа ; σт =340 МПа     [3, табл. 6] – параметры материала для симметричного цикла;

ψσ = 0,20; ψτ = 0,10 [3, табл. 13] – усредненные значения коэффициентов чувствительности материала к асимметрии цикла;

- суммарные коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости соответственно при изгибе и кручении.             (5.18)

Значения эффективных коэффициентов концентрации для данного опасного сечения:

Kσ = 1,65; Kτ = 1,55 [3, табл. 8]

Kdσ = Kdτ = 0,775 [3, табл. 9]

KF = 1,1 при шероховатости впадин Ra = 0,65 [3, табл. 11];

KV = 1 – поверхностное упрочнение не предусматривается.

2,23

2,1

Принимаются изменения нормальных напряжений, происходящих по симметричному циклу:

σa = σu= 2,48МПа;                                                                         (5.20)

Касательные напряжения:

τa = τm = МПа;                                                         (5.21)

Sσ = ;

Sτ = ;

S = ;   

Допускается [S] = 1,7 … 3;

S > [S] – выносливость вала в опасном сечении обеспечена. Значительный запас прочности обусловлен увеличенным диаметром вала. Увеличение диаметра вала принято для унификации.

Проверочный расчет вала на статическую прочность при действии максимальных нагрузок.

Кпер = 2,70 – коэффициент перегрузки.

Проверяется условие:

σэкв макс =                                                                                                       (5.22)

МПа;                                                                                               (5.23)

МПа;                                                                                        (5.24)

МПа;                                                                                            (5.25)

МПа.

8,7 МПа < 272 МПа – статическая прочность обеспечена.

5.4.2 Проверочный расчет промежуточного вала

Составляем схему загрузки и строим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскости (рис. 9).

Определим реакции RA и RB в вертикальной плоскости.

;   ;  

Н (действительное направление силы противоположно указанному на эпюре).

;   ;

Н.

Произведем проверку: (верно).

Произведем расчет изгибающих моментов для построения эпюры моментов в вертикальной плоскости: ;  Нм;  Нм;  Нм;  Нм;   (рис. 9).

Определим реакции RA и RB в горизонтальной плоскости

;   ;  

Н.

;   ;

Н.

Произведем проверку: (верно).

Произведем расчет изгибающих моментов для построения эпюры моментов в горизонтальной плоскости: ;  Нм;  Нм;  Нм;  Нм;   (рис. 9).

Произведем расчет для построения суммарной эпюры изгибающих моментов: ;  Нм;   Нм;  Нм;  

Рисунок 9 – Схема нагружения промежуточного вала и эпюры

Нм;

.

Анализируя эпюры, приходим к выводу, что опасным для вала является сечение 4(5). Нм.

Для построения эпюры крутящего момента необходимое значение момента выберем из таблицы 2: Нм.

Определяем общие запасы прочности в опасном сечении.

- общий запас прочности,

- запас прочности по нормальным напряжениям,

- запас прочности по касательным напряжениям,

Принимается для Стали 45 улучшенной:

σ-1 = 250 МПа; τ-1 = 150 МПа ; σт =340 МПа     [3, табл. 6] – параметры материала для симметричного цикла;

ψσ = 0,20; ψτ = 0,10 [3, табл. 13] – усредненные значения коэффициентов чувствительности материала к асимметрии цикла;

- суммарные коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости соответственно при изгибе и кручении.

Значения эффективных коэффициентов концентрации для данного опасного сечения:

Kσ = 1,75 Kτ = 1,6  [3, табл. 8]

Kdσ = Kdτ = 0,76 [3, табл. 9]

KF = 1,1 при шероховатости впадин Ra = 0,65 [3, табл. 11];

KV = 1 – поверхностное упрочнение не предусматривается.

2,4;

2,2;

Принимаются изменения нормальных напряжений, происходящих по симметричному циклу:

σa = σu= МПа;

Касательные напряжения:

τa = τm = МПа;     

Sσ = ;

Sτ = ;

S = ;   

Допускается [S] = 1.7 … 3;

S > [S] – выносливость вала в опасном сечении обеспечена. Значительный запас прочности обусловлен увеличенным диаметром вала. Увеличение диаметра вала принято для унификации.

Проверочный расчет вала на статическую прочность при действии максимальных нагрузок.

Кпер = 2,70 – коэффициент перегрузки.

Проверяется условие:

σэкв макс =

МПа;

МПа;

МПа;

МПа.

15,1МПа < 272 МПа – статическая прочность обеспечена.

5.4.3 Проверочный расчет выходного вала

Составляем схему загрузки и строим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскости (рис. 10).

Определим реакции RA и RB в вертикальной плоскости.

;  ;  Н.

;   ;  Н.

Произведем проверку:  (верно).

Произведем расчет изгибающих моментов для построения эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости: ;  Н;  Н;  (рис. 10).

Определим реакции RA и RB  в горизонтальной плоскости.

;  ; Н (действительное направление силы противоположно указанному на эпюре).

;  ;  Н.

Произведем проверку: (верно).

Произведем расчет изгибающих моментов для построения эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости: ;  Нм;  Нм;  Нм;  Нм;  (рис. 10).

Произведем расчет для построения суммарной эпюры изгибающих моментов: ;

Рисунок 10 – Схема нагружения выходного вала и эпюры

Нм;   

Нм;   Нм;

Нм;

.

Анализируя эпюры, приходим к выводу, что опасным для вала является сечение 4(5). Нм.

  Определяем общие запасы прочности в опасном сечении.

- общий запас прочности,

- запас прочности по нормальным напряжениям,

- запас прочности по касательным напряжениям,

Принимается для Стали 5:

σ-1 = 220 МПа; τ-1 = 130 МПа ; σт =280 МПа     [3, табл. 6] – параметры материала для симметричного цикла.

Значение коэффициентов, учитывающих влияние всех факторов на сопротивление усталости соответственно при изгибе и кручении в местах посадки деталей: ; (табл10 [3]).  

;

;

Принимаются изменения нормальных напряжений, происходящих по симметричному циклу:

σa = σu= МПа;

Касательные напряжения:

τa = τm = МПа;     

Sσ = ;

Sτ = ;

S = ;   

Допускается [S] = 1.7 … 3;

S > [S] – выносливость вала в опасном сечении обеспечена.                                                                                                                     

Проверочный расчет вала на статическую прочность при действии максимальных нагрузок.

Кпер = 2,70 – коэффициент перегрузки.

Проверяется условие:

σэкв макс =

МПа;

МПа;

МПа;

МПа.

85,49МПа < 224 МПа – статическая прочность обеспечена.

5.4.4 Проверочный расчет на жесткость

Расчет выполняется для вала с наименьшим запасом прочности, в данном случае для выходного вала т.к. .

Горизонтальная плоскость

От силы  примерная форма упругой линии приведена на рис. 11.

Рисунок 11 – Примерная форма упругой линии

Стрела прогиба в середине между опорами: мм;

Принято для стали МПа; мм.

Угол поворота в опорах А и В: рад.

От силы  примерная форма упругой линии приведена на рис. 12.

Рисунок 12 - Примерная форма упругой линии

Стрела прогиба в середине между опорами: мм;

Угол поворота в опорах А и В: рад;  

рад.

Суммарный прогиб: мм;

Суммарный угол поворота в опоре А: рад;

Суммарный угол поворота в опоре В: рад.

Вертикальная плоскость

От силы  примерная форма упругой линии приведена на рис. 13.

Рисунок 13 - Примерная форма упругой линии

Стрела прогиба в середине между опорами: мм;

Угол поворота в опорах А и В: рад.

Суммарный прогиб: мм;

Суммарный угол поворота в опоре А: рад;

Суммарный угол поворота в опоре В: рад.

Полная стрела прогиба: мм.

Примерная допустимая стрела прогиба: мм;    .

Полный угол поворота:

в опоре А: рад;

в опоре В:  рад.

рад – для обеих опор.

0,0002 рад < 0,005 рад – расчет показывает, что спроектированный вал имеет достаточную жесткость.

5.5 Расчет подшипников на долговечность

5.5.1 Расчет подшипников входного вала

Рассчитываем реакции в опорах:

Н;

Н.

Дальнейший расчет ведем по наиболее нагруженной опоре. Проверим подшипники на заданный ресурс (в часах) по следующей формуле:

                                                              

                                                              ,                                                  (5.26)

где коэффициент, учитывающий необходимую надежность шарикоподшипников  (табл.9 [10]);

коэффициент, учитывающий условия применения подшипника (табл.8 [10], при

обычных условиях);

Н – базовая динамическая грузоподъемность подшипника (см. пункт 4.6);

Н – эквивалентная динамическая нагрузка;

V=1 – при вращении внутреннего кольца подшипника (табл.7, [10]);

KT=1 – коэффициент, учитывающий влияние температурного режима работы на долговечность подшипника;

Kб=1,1 – коэффициент безопасности;                                                 

об/мин – частота вращения внутреннего кольца подшипника.

, ч – минимальный допустимый ресурс подшипника.

ч.

520000 ч > 12000 ч – необходимая долговечность обеспечена.

5.5.2 Расчет подшипников промежуточного вала

Рассчитываем реакции в опорах:

Н;

Н.

Дальнейший расчет ведем по наиболее нагруженной опоре. Проверим подшипники на заданный ресурс (в часах) по следующей формуле:

                                                            ,

где коэффициент, учитывающий необходимую надежность шарикоподшипников  (табл.9 [10]);

коэффициент, учитывающий условия применения подшипника (табл.8 [10], при обычных условиях);

Н – базовая динамическая грузоподъемность подшипника (см. пункт 4.6);

Н – эквивалентная динамическая нагрузка;

V=1 – при вращении внутреннего кольца подшипника (табл.7, [10]);

KT=1 – коэффициент, учитывающий влияние температурного режима работы на долго-вечность подшипника;

Kб=1,1 – коэффициент безопасности;                                                 

об/мин – частота вращения внутреннего кольца подшипника.

, ч – минимальный допустимый ресурс подшипника.

ч.

110000 ч > 12000 ч – необходимая долговечность обеспечена.

5.5.3 Расчет подшипников выходного вала

Рассчитываем реакции в опорах:

Н;

Н.

Дальнейший расчет ведем по наиболее нагруженной опоре. Проверим подшипники на заданный ресурс (в часах) по следующей формуле:

                                                         ,

где коэффициент, учитывающий необходимую надежность шарикоподшипников  (табл.9 [10]);

коэффициент, учитывающий условия применения подшипника (табл.8 [10], при

обычных условиях);

Н – базовая динамическая грузоподъемность подшипника (см. пункт 4.6);

Н – эквивалентная динамическая нагрузка;

V=1 – при вращении внутреннего кольца подшипника (табл.7, [10]);

KT=1 – коэффициент, учитывающий влияние температурного режима работы на долговечность подшипника;

Kб=1,1 – коэффициент безопасности;                                                 

об/мин – частота вращения внутреннего кольца подшипника.

, ч – минимальный допустимый ресурс подшипника.

ч.

43000 ч > 12000 ч – необходимая долговечность обеспечена.

5.6 Расчет шпоночных соединений на смятие

5.6.1 Расчет шпоночного соединения под муфту на валу электродвигателя

Рассчитаем напряжения смятия для шпонки (см. пункт 4.7) по следующей формуле:                                                                                                                                                      

                                                       ,                                                      (5.27)

где Нм – момент на валу электродвигателя;

мм – диаметр вала электродвигателя;

мм – высота шпонки;

мм – глубина шпоночного паза на валу;

мм – общая длина шпонки;

рабочая длина шпонки: мм;

МПа – допустимые напряжения на смятие при материале сталь – чугун.

                                                 МПа.

29,8 МПа < 70 МПа – шпоночное соединение работоспособно.

5.6.2 Расчет шпоночного соединения под муфту на входном валу редуктора

Рассчитаем напряжения смятия для шпонки (см. пункт 4.7) по следующей формуле [4]:  

                                                      ,

где Нм – момент на входном валу редуктора;

мм – диаметр вала электродвигателя;

мм – высота шпонки;

мм – глубина шпоночного паза на входном валу редуктора;

мм – общая длина шпонки;

рабочая длина шпонки: мм;

МПа – допустимые напряжения на смятие при материале сталь – чугун.

                                               МПа.

32,4 МПа < 70 МПа – шпоночное соединение работоспособно.

 

5.6.3 Расчет шпоночного соединения под колесо зубчатое на промежуточном валу редуктора

Рассчитаем напряжения смятия для шпонки (см. пункт 4.7) по следующей формуле:  

                                                       ,

где Нм – момент на промежуточном валу редуктора;

мм – диаметр промежуточного вала редуктора;

мм – высота шпонки;

мм – глубина шпоночного паза на промежуточном валу;

мм – общая длина шпонки;

рабочая длина шпонки: мм;

МПа – допустимые напряжения на смятие при материале сталь – сталь.

                                                 МПа.

58,5 МПа < 100 МПа – шпоночное соединение работоспособно.

5.6.4 Расчет шпоночного соединения под колесо зубчатое на выходном валу редуктора

Рассчитаем напряжения смятия для шпонки (см. пункт 4.7) по следующей формуле:  

                                                         ,

где Нм – момент на выходном валу редуктора;

мм – диаметр промежуточного вала редуктора;

мм – высота шпонки;

мм – глубина шпоночного паза на выходном валу редуктора;

мм – общая длина шпонки;

рабочая длина шпонки: мм.

МПа – допустимые напряжения на смятие при материале сталь – сталь.

                                                   МПа.

69,9 МПа < 100 МПа – шпоночное соединение работоспособно.

5.6.5 Расчет шпоночного соединения под звездочку двухрядную на выходном валу редуктора

Рассчитаем напряжения смятия для шпонки (см. пункт 4.7) по следующей формуле:  

                                                         ,

где Нм – момент на выходном валу редуктора;

мм – диаметр промежуточного вала редуктора;

мм – высота шпонки;

мм – глубина шпоночного паза на выходном валу редуктора;

мм – общая длина шпонки;

рабочая длина шпонки: м

МПа – допустимые напряжения на смятие при материале сталь – сталь.

                                                  МПа.

107 МПа < 110 МПа – шпоночное соединение работоспособно.


 

6 РАСЧЕТ БОЛТОВ КРЕПЛЕНИЯ МЕХАНИЗМА К ЛИТОЙ ПЛИТЕ

Редуктор связан с электродвигателем муфтой упругой втулочно-пальцевой, которая передает на входной вал:

Рвх=4,48 кВт Твх=59,42 Нм

На выходном валу редуктора установлена звездочка цепной передачи, имеющая

d1=163,6мм, частоту вращения nзв=128,6мин-1. КПД редуктора ; вес G=940H.

И передающая Рвых=4,10 кВт; Твых=304,5Нм.

Определение действующих на редуктор силовых факторов [1].

Направление момента вращения на входе совпадает с направлением вращения быстроходного вала.

Направление момента вращения на выходе совпадает с направлением вращения звездочки.

Общий вес редуктора: Н,

где см – длина редуктора; см – ширина редуктора; см – высота редуктора

Рисунок 14 – Силы, действующие на редуктор

Вращающий момент на входе: Нмм.

Вращающий момент на выходе: Нмм.

Натяжение ветвей в цепной передаче:

При этом мм;  мм;   мм;   мм;  мм.

Вращающий момент: Нмм.

Опрокидывающий момент: Нмм (рис. 14).

Вертикальной составляющей нет (табл. 3).


  Таблица 3 – Силовые воздействия

Силовой

фактор

Производные силового фактора

Силовые воздействия на болты

1

2

3

4

Нмм

Н

-239

-239

-239

Нмм

Н

+216,8

-216,8

-216,8

Нмм

Н

-1110,9

+1110,9

+1110,9

Н

Н

Н

Н

-1864,1

+1864,1

+1864,1

Сума осевых сил

-2997,2

-2997,2

+2519,2

+2519,2

Сума сдвигающих сил

Силы в плоскости стыка складываются геометрически масштабным построением плана сил (рис. 15).

Расчет диаметров болтов.

Наиболее нагруженным в соединении является болт 1(3); по нему ведется проверочный расчет.

Подтяжка под нагрузкой не предполагается. Для расчета примем: коэффициент трения на стыке  (метал – метал); коэффициент податливости стыка  (сталь – чугун),

коэффициент затяжки ; допускаемые напряжения МПа (материал болта – сталь 40Х).

;

мм.

Для соединения принимаются шпильки М22 (мм).


7 ТЕХНИЧЕСКИЕ УСЛОВИЯ НА ЭКСПЛУАТАЦИЮ

Выбор смазки

Окружная скорость зубчатого колеса

м/с.

Смазка зубчатого зацепления осуществляется погружением в масло зубчатых колес.

Для смазки зубчатой передачи при V=1,3м/с и σн=486 МПа принимаем  масло индустриальное И-Г-А-68 (индустриальное, для гидравлических систем, без присадок класс вязкости-68, табл. 10.29, [4]).

Смазка подшипников

Смазка подшипников осуществляется за счет разбрызгивания смазки колесом.

Требуемый объем, заливаемого в редуктор масла.

л.

л.


ВЫВОДЫ

В ходе выполнения курсового проекта  с учетом служебного назначения спроектирован привод к пластинчатому транспортеру, составлены и обоснованы технические требования, предъявляемые к точности изготовления основных деталей и соединений соосного цилиндрического прямозубого редуктора. Выполнены прочностные расчеты зубчатых передач, цепной передачи, проверены подшипники на долговечность, выбрана муфта упругая втулочно-пальцевая, был произведен расчет болтового крепления редуктора к литой плите.

Разработаны сборочный чертеж редуктора, рабочие чертежи зубчатого колеса, звездочки, крышки, тихоходного вала, общий вид привода. К недостаткам разработанного привода можно отнести: излишний запас прочности по валам и подшипникам и, как следствие, повышенную металлоемкость. Литая плита имеет несимметричную форму из-за особенности расположения.  


ПЕРЕЧЕНЬ ССЫЛОК

1. В.Л. Попов, «Методические указания по курсовому и дипломному проектированию для студентов механических специальностей. Расчет резьбовых соеденений». – КИИ, Краматорск: 2011. – 112 с.

2. П.В. Шишлаков, «Методические указания по курсовому и дипломному проектированию для студентов всех специальностей. Выбор жестких компенсирующих и упругих муфт». – ДГМА, Краматорск: 2010.-36с.

3. В.Л. Попов, «Методические указания к расчету валов и осей» – КИИ, Краматорск 2009.

4. А.Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин».

5. Атлас конструкций деталей машин.

6. Н.Ф. Киркач, Р.А. Баласанян «Расчет и проектирование деталей машин» – Харьков 2008. Том 2.

7. Д.Н. Решетов «Детали машин» – Москва 2009.

8. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов «Конструирование узлов и деталей машин» – Мостка 2011.

  9. С.Г.Карнаух, Расчеты механических передач: Учебное пособие к курсовому и дипломному проектированию для студентов механических специальностей.-Краматорск: ДГМА, 2009. – 292 с.

  10. П.В. Шишлаков, «Методические указания к курсовому и дипломномк проектированию длчя студентов всех специальностей. Выбор и расчет подшипников качения». – ДГМА,  Краматорск: 2010.-52с.

  11. С.Г. Карнаух, «Методические указания по содержанию и оформлению пояснительной записки к курсовому проекту по дисциплине «Детали машин» для студентов всех специальностей». – ДГМА, Краматорск: 2012. – 20с.


Изм
.

Лист

№ докум.

Подпись

ата

Лист

20

ДГМА.303315.043 ПЗ

а)

б)


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

62823. І. Кириліна «Засмутилось кошеня». О. Жилінський «Пісенька Джури». Ф. Шопен прелюдії № 7, 20 373.92 KB
  Мета уроку: формувати прагнення відроджувати і вивчати оригінальну творчість народу виховувати любов до природи навколишнього світу школи бережливе ставлення до весняних квітів; розучити пісню Засмутилось кошеня прослухати прелюдії...
62825. Поведінка учня 22.99 KB
  Ну і мама Ну і тато Наче справжні дошкільнята Нічогісінько не знають Смішно і казать комусь Бо щодня мене питають Лиш одне: Чому й чому. Ти чому образив Віту Ти чому отримав двійку І чому прийшов так пізно І чому в шкарпетках різних Ти чому такий непослух...
62826. Письмовий твір-роздум на морально-етичну тему 44.74 KB
  Так сталося що у мене немає друзів. Я намагаюся бути з усіма доброзичливою допомагаю всім хто до мене звертається я не відмінниця але твердо знаю шкільні дисципліни проте списувати не даю нікому просто пояснюю.
62827. Повний звуковий аналіз слів. Урок-гра «Поле чудес» 16.26 KB
  До виконання завдання першого туру викликає трьох учнів які правильно підняли руку і назвали слова вірша з одним двома трьома складами. Завдання I туру У першому турі вам треба відгадати слово звукову схему якого записано на дошці.
62828. Укрепление и сохранение здоровья учащихся с помощью знаний о закаливаний полученных на этом уроке 303.13 KB
  Виды закаливания. Значение закаливания для здоровья человека; необходимо учитывать индивидуальные особенности организма; закаливание должно быть постепенным; закаливаться нужно систематически не пропуская ни одного дня; использовать любую возможность для закаливания.
62830. Окружающий мир и музыка. Что такое музыка? Сказки и легенды о музыке и музыкантах 110.9 KB
  Музыка - это прежде всего звуки,которые нас окружают. Это и пение птиц, и шум моря (ветра),и шелест листьев, вобщем то - что имеет звук. А рёв машин или сигнализация - это музыка? Да, это тоже музыка.
62831. МИР ДЕТСТВА В МУЗЫКЕ. МУЗЫКА И ЖИВОТНЫЙ МИР 69.47 KB
  Правильно А играться вы любите да А какие ваши любимые игрушки куклы солдатики машинки мячики и др. О куклах есть пьесы русского композитора Петра Ильича Чайковского музыка из детского альбома...