3108

Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

Курсовая

Физика

Исходные данные: F =5,5 кН; V=0,28 м/с; Р=65 мм; z=13; Н=720 мм; L=650мм. 1 Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Для выбора электродвигателя необходимо определить его мощность и частоту вращения. Потребляема...

Русский

2012-10-24

388.5 KB

128 чел.

 Исходные данные: F =5,5 кН;

V=0,28 м/с;

Р=65 мм;

z=13;

Н=720 мм;

L=650мм.

1 Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

   Для выбора электродвигателя необходимо определить его мощность и частоту вращения. Потребляемая мощность привода (мощность на выходе) определяется по формуле:

                                             (1.1)

            где F-тяга усилия - окружное усилие на звездочке;

                  V-скорость движения цепи конвейера.

   Потребная мощность электродвигателя:

                                                                              (1.2)                                                              

где η0– общее значение к.п.д. привода, значение которого определяется по формуле:

  ,                                         (1.3)

                    

где ηм=0,98 – к.п.д. соединительной муфты;

     ηч.п=0,85 – к.п.д. червячной передачи;

     ηц.п=0,92 – к.п.д. цепной передачи;

     ηоп=0,99 – к.п.д. опор – табл. 1.1 [1].

  Тогда

,

 кВт.

  Частота вращения приводного вала [2]:

,                                                   (1.4)

об/мин

  Частота вращения вала электродвигателя:

,                                           (1.5)      

 об/мин,

где ич.п=25, иц.п=3 – предварительно выбранные значения передаточных чисел червячной и цепной передач по ГОСТ 2185-66 (стр.54[1]).

     По полученным значениям выбирается по каталогу (стр.415.[3]) электродвигатель АИР 90L4 со следующими характеристиками: Рэ=2,2 кВт, nэ=1500 об/мин, диаметр вала d1=28 мм.

  Уточняем значение передаточного числа:

,                                                    (1.6)            

.

  Принимается uч.п=25, uц.п=3 по стандартному ряду по ГОСТ 2185-66(стр.54 [1]).

  Определяем мощность, частоту вращения и крутящий момент на каждом валу.

  Для вала электродвигателя1:

 ,                                             (1.7)

,                                                   (1.8)

                     =9550(2,156/1500)=13,73 Нм.                               (1.9)                 

  Для вала 2:

,                                          (1.10)

                                             (1.11)

.                                   (1.12)

  Для вала 3:

,                               (1.13)

                                             (1.14)

      .                           (1.15)

  Результаты кинематических расчетов сведены в таблицу 1.

Таблица 1– Кинематический расчет редуктора

Вал

Мощность на валу

Р, кВт

Частота вращения

n, об/мин

Момент

на валу Т, Н·м

Передаточное число

1

2

3

Р1=2,156

Р2=1,71

Р3=1,61

n1=1500

n2=60

n3=20

13,73

272,17

717,47

25

3

2.Расчет редуктора

  Расчет редуктора сводится к расчету червячной передачи.

Принимается: материал червяка – нормализованная сталь 45 c поверхностной закалкой токами высокой частоты  до твердости НRC 40–50 с последующим шлифованием и полированием витков (табл.П3[5]).

  Так как выбор материала колеса связан со скоростью скольжения, то предварительно следует определить ее значение:

,                                           (2.1)

 м/с.

  Исходя из полученного значения, в качестве материала колеса выбираем безоловянную бронзу БрА10Ж3Л (в=490 МПа, т=135 МПа), способ отливки – в кокиль (табл.4.8[1])

  Общее время работы передачи:

,                                          (2.2)

 ч,

где t=5 лет – срок службы редуктора.

  Допускаемое контактное напряжение [2]:

,                                                   (2.3)

 МПа.

  Допускаемое напряжение на изгиб [2]:

,                                  (2.4)

 МПа.

  Предельные допускаемые напряжения для проверки статической прочности материалов [2]:

 МПа,                                   (2.5)

 МПа.

  Определяем межосевое расстояние передачи [2]:

,                                              (2.6)

 мм,

где K=1,04 – коэффициент неравномерности нагрузки(стр.56[2]);

      ТНЕ2=KНДТ2=272,17 Н·м (коэффициент долговечности KНД  для выбранного материала колеса равен единице).

  Выбираем стандартное значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66         аW=125 мм. (табл.4.1[1])    .

  По рекомендации принимаем число заходов червяка z1=2.

  Тогда число зубьев колеса будет равно:

,                                                 (2.7)

.

  Определяем предварительное значение модуля передачи:

,                                                   (2.8)

.

  Принимаем m=4 по ГОСТ 2144-76. (табл.4.1[1])    

  Относительный диаметр червяка будет равен [1]:

,                                                   (2.9)

.

  Минимально допустимое значение q из условия жесткости червяка:

.                                   (2.10)

  Определяем коэффициент смещения:

,                                          (2.11)

.

  Определяем геометрические параметры червяка и колеса [5].

  Делительный диаметр червяка

,                                                  (2.12)

 мм;

диаметр вершин витков

,                                               (2.13)

 мм;

диаметр впадин

,                                             (2.14)                           

 мм;

длина нарезанной части червяка

,                                       (2.15)

 мм.

  Для шлифуемых и фрезеруемых червяков расчетную величину увеличивают на 20…25 мм. Окончательно принимаем b1 =75 мм. (стр.57[1])

  Диаметр делительной окружности колеса

,                                                 (2.16)

 мм;

диаметр окружности вершин зубьев

,                                       (2.17)

 мм;

наибольший диаметр колеса

,                                         (2.18)

 мм;

диаметр впадин

,                                      (2.19)

 мм;

ширина венца

,                                              (2.20)

 мм,

  Далее проводится проверочный расчет передачи на прочность. Определяем скорость скольжения в зацеплении:

,                                                     (2.21)

 м/с,

где =905 – угол подъема линии витка(стр.152[5]);

      м/с – окружная скорость червяка.

  Уточняем допускаемое контактное напряжение по формуле (2.3)

МПа.

  Определяем расчетное напряжение [1]:

,                               (2.22)

где – коэффициент нагрузки.

  Определим коэффициент неравномерности нагрузки [1]:

,                                      (2.23)   

,

где  – коэффициент деформации червяка(табл.4.6[1]),

       – коэффициент режима(стр.165[1]).

  Скоростной коэффициент  для  м/с (табл.4.7 [1] ).

  Тогда

 МПа,

что меньше допустимого значения  МПа.

  Далее следует проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба

,                                   (2.24)

где  – коэффициент формы зуба, выбираемый в зависимости от эквивалентного числа зубьев(стр.63[1])

       ;                                                                                 

        Н – окружная сила колеса.

  Тогда

 МПа  МПа.

  Определим силы, действующие в червячном зацеплении.

  Окружная сила червяка, равная осевой силе на колесе [1]:

,                                            (2.26)

 Н.

  Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке

,                                            (2.27)

 Н.

  Радиальная сила

,                                         (2.28)

Н,

где =20– угол профиля червяка(стр.153[5]).

  Червячный редуктор в связи с невысоким к.п.д. и большим выделением теплоты проверяют на нагрев.

  Температура нагрева масла без искусственного охлаждения [6]:

,                                   (2.29)

где  кВт – мощность на червячном валу;

      Вт/м2С – коэффициент теплоотдачи (табл.8.15 [6]);

      м2 – поверхность охлаждения корпуса(табл.8.13[6]);

      – коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму (табл.8.12[6]);

     – максимально допустимая температура нагрева масла (табл.8.11[6]).

  Тогда

.

3.Расчет цепной передачи [1]:

Исходные данные: передаваемая мощность

                                  частота вращения вала

                                    передаточное число                         

     Выбираем цепь типа 2ПР (ПРЛ) (П17[5]) – приводная роликовая двухрядная. В зависимости от передаточного числа по табл.П18[5] принимаем число зубьев ведущей звездочки .                        

  Тогда число зубьев ведомой звездочки

                                  (3.1)

  Межосевое расстояние в зависимости от шага цепи

,                                              (3.2)

где t – шаг зацепления.

  Находим коэффициент, учитывающий условия эксплуатации

,                                        (3.3)

Где по табл.П20[5]: – коэффициент динамичности;

 при – коэффициент, учитывающий значение межосевого расстояния;          

      для передачи, угол наклона  которой к горизонту меньше 60;

     – коэффициент регулировки передачи;

     –коэффициент, учитывающий характер смазки (периодическая);                               

         – коэффициент, учитывающий режим работы передачи.

  Тогда

  Среднее значение допускаемого давления в шарнирах  Н/мм2  при частоте вращения ведущей звездочки об/мин. Определяем ориентировочное значение шага цепи, принимая число рядов цепи равным единице

,                                                 (3.4)

 мм.

  Ближайшее стандартное значение шага  мм по ГОСТ 13568-75(табл.П17.[5]).

  Определяем ориентировочное значение межосевого расстояния

,

 мм.

  Число звеньев цепи (длина, выраженная в шагах)

,                               (3.5)

.

  Средняя скорость цепи

,                                                      (3.6)

 м/с.

  Уточняем значение межосевого расстояния

,              (3.7)           мм.

  Полезное рабочее усилие

,                                                   (3.8)

 Н.

  Давление в шарнирах цепи

,                                                          (3.9)

где  мм2 – площадь проекции опорной поверхности шарнира (табл.7.15);

       Н/мм2 – максимально допустимое давление в шарнирах(табл.7.18).

  Тогда

 Н/мм2.                         (3.10)

  Натяжение от центробежных сил

,                                                          (3.11)

где  кг/м-масса 1м цепи (табл.П7/15[1]).

  Тогда

 Н.

  Натяжение от провисания цепи

,                                               (3.12)

где – коэффициент, учитывающий угол наклона передачи (стр.151);

       Н/кг.

  Тогда

 Н.

  Расчетный коэффициент безопасности

,                                          (3.13)

где  Н – разрушающая нагрузка(табл.7.15,7.16);

     – коэффициент динамичности;

 – допустимое значение коэффициента безопасности (табл.7.19).

 

  Тогда

  Определяем нагрузку на валы[2]:

,                                                       (3.14)

где – коэффициент нагрузки (стр.154).

  Тогда

 Н.

  Окончательно выбираем цепь ПРЛ-31,75-7000.

  Для нормальной работы передачи необходимо провисание холостой ветви цепи, что достигается уменьшением межосевого расстояния на  мм. Окончательное значение межосевого расстояния  мм.

 Результаты геометрического расчета цепной передачи отражены в таблице 2

Таблица 2– Геометрические параметры цепной передачи

Параметры

Расчетные формулы

Ведущая звездочка

Ведомая звездочка

Диаметр ролика цепи, мм

Назначается по ГОСТ 591-81

Расстояние между внутренними плоскостями пластин цепи, мм

Назначается по ГОСТ 591-81

Радиальный зазор, мм

Назначается по ГОСТ 591-81

Диаметр окружности, мм:

делительный

выступов

впадин

Ширина зуба, мм

Радиус закругления зуба, мм

Радиус впадины зуба, мм

 4.Расчет валов.

4.1.Ориентировочный расчет [1].

  Первым этапом конструирования является разработка эскизного проекта. При эскизном проектировании определяют расположение деталей передач, расстояние между ними, ориентировочные диаметры ступеней валов, выбирают типы подшипников, схемы их установки.

  Диаметры различных участков валов определяют по следующим формулам.

 1. Рассчитаем параметры быстроходного вала.

  Диаметр выходного конца

,                                           (4.1.1)

 мм,

где Т1– вращающий момент на валу.

Согласуя с рядом Ra 40 (стр.196[1]),  принимаем  мм соразмерно с выходным валом электродвигателя,

  Диаметр вала под уплотнение .

  Диаметр вала под подшипник

  Диаметр вала под ступицу червячного колеса

  Диаметр выходного конца .

   2.  Определим параметры вала червячного колеса:

  Диаметр выходного конца

,                                                 (4.2.1.)

 мм,

гдеНм– вращающий момент на валу.

  Принимаем по [1] cтр.161  мм.

    Диаметр под уплотнение

    Диаметр под подшипник

    Диаметр под ступицу червячного колеса

  1.  Проверочный расчет

  На практике установлено, что основным видом разрушения для валов является усталостное. Статическое разрушение наблюдается реже и происходит под действием случайных перегрузок. Поэтому для валов расчет на сопротивление усталости является основным.

   Для проведения уточненного расчета валов необходимо определить реакции в опорах и построить эпюры изгибающих моментов в двух перпендикулярных плоскостях, суммарного изгибающего момента и крутящего моментов.

     

     Расстояния между опорами берутся из компоновочной схемы, тип подшипников – конические роликовые.

  Исходные данные для расчета червячного вала:

 Н – радиальная сила;

 Н – осевая сила;

 Н – окружная сила;

 Нм – крутящий момент на валу.

  Определяем реакции в опорах, для этого составляем уравнения равновесия. Расчет ведется в двух плоскостях.

  В плоскости XOZ (приложение А) опоры расположены симметрично относительно нагружающей силы, в этом случае реакции опор равны [5]:

,                                           (4.2.1)

Н

  В плоскости YOZ (приложение А) составляем уравнения равновесия моментов относительно опор

                       ,                                             (4.2.2)

                     .                                               (4.2.3)

  Откуда

,              

     ,     

       

где  м,  м –  расстояния между точками приложения сил.

  Тогда

Н,

Н.

   Определяем моменты:

вертикальная плоскость:

,

,

горизонтальная плоскость:

,

.

  

  Результирующие изгибающие моменты [5]:

                                                   ,                                            (4.2.4)

 Нм.

 Нм.

  Эквивалентный момент в этом сечении

,                                            (4.2.5)

 Нм.

    Эпюры изгибающих моментов приведены в приложении А.

Расчет вала в опасном сечении-сечении А-А. Концентрация напряжения обусловлена переходом от D к d:

  Определяем коэффициент безопасности в опасном сечении вала по условию прочности [1]:

,                                                 (4.2.6)

где  s – расчетный коэффициент безопасности;

     – требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности (стр.162);

     –требуемый коэффициент запаса для обеспечения жесткости (стр.162);

     sσ– коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

     sτ– коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

  Определим эти коэффициенты:

,                                              (4.2.7)

где  Н/мм2– предел выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба (стр.162);

     – эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе (табл.8.2-8.7);

    – коэффициент, учитывающий снижение механических свойств металла с ростом размера заготовок (8.8);

    σа – амплитуда цикла нормальных напряжений (стр.163)

,                                               (4.2.8)

где М=151030 Н/мм2 – изгибающий момент в проверяемом сечении;

    W – момент сопротивления сечения при изгибе

,                                             (4.2.9)

где df=40,4 мм – диаметр впадин червяка, тогда

мм3,

тогда

 Н/мм2;

где ψσ=0,25 – коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на усталость вала (стр.164);

      σm=0 – среднее напряжение цикла нормальных напряжений (стр.163).

 

  Тогда

.

  Аналогично определяется коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

,                                            (4.2.10)

где Н/мм2 – предел выносливости материала вала при симметричном цикле кручения (стр.164);

     – эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении (табл.8.2);

    – коэффициент, учитывающий снижение механических свойств металла с ростом размера заготовок (табл.8.8);

    – амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

,                                               (4.2.11)

где Т=20460 Н·мм – крутящий момент в проверяемом сечении;

     WK –момент сопротивления при кручении

,                                               (4.2.12)

мм3,

тогда

Н/мм2;

где – коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на усталость вала.

  Тогда

.

  Определяем коэффициент запаса

  Таким образом, расчетный коэффициент больше требуемого, т. е. условия прочности выполняется.

 Расчет вала 2 приведет в Приложении 2.

  

5.Расчет шпоночных соединений [5]:

  Шпоночные соединения применяются для передачи крутящего момента. В данном курсовом проекте применяются призматические шпонки со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов, и длины даются по ГОСТ 23360 – 78. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная, 300 НВ, ГОСТ8787-68.

  Основным расчетом для призматических шпонок является условный расчет на смятие в предположении равномерного распределения давления по поверхности контакта боковых граней шпонки с валом и ступицей.

  Расчету подлежат шпонки в соединении входного вала с муфтой, червячного колеса с выходным валом, выходного вала со звездочкой цепной передачи.

  По диаметру входного вала выбирается шпонка призматическая со скругленными торцами со следующими размерами b=14мм, h=9мм, l=50мм.

  Условие прочности шпонки на смятие определяется по формуле

,                                        (5.1)

где  Н∙м– передаваемый крутящий момент,

      мм– диаметр входного вала редуктора,

      мм– рабочая длина шпонки,

      мм– высота выступающей части шпонки,

      Н/мм2– допускаемое напряжение при смятии для стальных ступиц (стр.234).

Тогда

 Н/мм2.

  Кроме того, необходимо проверить шпонку по условию среза:

,                                         (5.2)

где  Н/мм2– допускаемое напряжение по условию среза.

  Тогда

 Н/мм2

  Т.е. выбранная шпонка удовлетворяет требуемым условиям.

  Аналогично проверяются другие шпоночные соединения.

  Для соединения выходного вала со ступицей червячного колеса выбирается шпонка со следующими данными: b=14 мм, h=9 мм, l=45 мм.

  Проверяем шпонку по условиям смятия и среза по формулам (5.1) и (5.2).

 Н/мм2,

 Н/мм2.

  Выбранная шпонка удовлетворяет требуемым условиям.

  Для соединения выходного вала со звездочкой цепной передачи  выбирается шпонка со следующими данными: b=14 мм, h=9 мм, l=50 мм.

  Проверяем шпонку по условиям смятия и среза по формулам (5.1) и (5.2).

Н/мм2,

Н/мм2.

  Выбранная шпонка удовлетворяет требуемым условиям.

6. Расчет подшипников.

6.1  Предварительный подбор подшипников.

 Выбираем однорядные конические роликоподшипники качения средней серии по ГОСТ 18854-73. Характеристика подшипников приведена в таблице 3-П43[5]:

Таблица 3.Характеристика подшипников.

   Характеристика

      подшипника

                                         вал

               1

               2

1.номер подшипника

             7308

             7309

2.диаметр вала под подшипник d, мм

              40

                 50

3.наружный диаметр D, мм

              90

                100

4.ширина В, мм

              21

                   23

5.статическая грузоподъемность С0,кН

             45,1

                 58,2

6.динамическая грузоподъемность С,кН

              59,8

                 74,6

6.2 Уточненный расчет подшипников. [1]

   

Проверочный расчет подшипников проводят на долговечность. Сначала необходимо определить реакции в опорах (рассчитаны выше),суммарные реакции в опорах, нагрузку, действующую на подшипник.

  Исходные данные:

  Н,

  Н,

  Н.

 При отсутствии специальных требований червяк должен иметь правое направление витков.

 Расстояние между опорами -,.

 Реакции опор (правую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу обозначим цифрой «2»):

  

       В плоскости XZ:

                               

        

        В плоскости YZ:

                               

                          ,

                           

                         

 Проверка:

   Суммарные реакции:

                       

                       

  Осевые составляющие радиальных реакций роликовых радиально-упорных подшипников по формуле (9.9):

                          ;

                          

                         ,

 где для подшипников такого типа коэффициент осевого нагружения е=0,28 (табл.9.18).

   Осевые нагрузки подшипников (табл.9.21). В нашем случае:

              , тогда .

              .

    

    Рассмотрим 1 подшипник 1 вала.

 Отношение , осевую нагрузку не учитываем.

       Эквивалентная нагрузка:

                             

                     ,

   где по табл. 19.9 коэффициенты V=1,K=1.

             Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику.

     Рассмотрим 2 подшипник.

    Отношение , поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учетом осевой:

                                      

                        

                ,

 

     где Х=0,41 и Y=0,81по табл. 9.18.

            Расчетная долговечность,млн.об.:

                            

            a1 = 1 - коэффициент надежности (см. стр. 6[3]);

а2,3 = 1 - обобщенный коэффициент совместного влияния металла и условий эксплуатации (см. табл. 1[3]).

            Расчетная долговечность, ч.:

                            

      где n=1500 об/мин-частота вращения червяка.

  Расчет подшипников 2-го вала:

Определяются суммарные реакции опор

.

Проверяем подшипники по наиболее нагруженной опоре 2. Выбраны подшипники роликовые радиально-упорные 7309:

 d = 50 мм; D = 100 мм; B = 23 мм; С = 74,6 кН; С0 = 58,2 кН;  

Эквивалентная нагрузка по формуле(91)[5]

,

в которой радиальная нагрузка осевая нагрузка Н; коэффициент вращения V = 1 (вращается внутреннее кольцо); температурный коэффициент КТ = 1 (см. табл. 7.1[3]); коэффициент безопасности Кб = 1 (см. табл7.2[3]).

             Отношение   этой величине (по табл. 6.1[3])

соответствует e = 0,68.

Отношение X = 1 и Y = 0 (см. табл. 7.3[1])

      Расчетная долговечность, млн. об. (формула[3])

млн. об.

            a1 = 1 - коэффициент надежности (см. стр. 6[8]);

а2,3 = 1 - обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации (см. табл. 1[8])

 

       Расчетная долговечность, ч,

ч.

что соответствует допускаемой минимальной долговечности.

  


  
7 Конструктивные размеры корпуса редуктора[5]

           Толщина стенок:

мм;

              Принимаем  мм.

           Толщина фланцев  мм;

мм.

           Толщина рёбер основания корпуса и крышки:

мм.

Принимаем мм.

           Диаметр фундаментных болтов, где n = 6:       мм.                                                                            

              Принимаем М20.

Длина гнезда под подшипник               принимаем  мм.

        Диаметр болтов:

        У подшипников  мм;

принимаем М14.

         Соединяющих основание корпуса с крышкой

              

                                    мм;

 принимаем М12.

Размещаем подшипники ведущего и ведомого валов в средней опоре, приняв расстояние между их торцами 8 мм.

Намечаем ширину средней опоры t, считая, что каждый подшипник углублён от края опоры на 2 мм:

мм.

Принимаем зазоры между торцами колёс и средней опорой, а также между торцами колёс и внутренней стенкой корпуса 12 мм.

Размещаем подшипники в корпусе редуктора, углубив их от внутренней стенки корпуса на 2 мм.

    8.Смазка передач зацеплением и подшипников качения.

  Смазка червячных редукторов уменьшает потери мощности на трение в зацеплении и подшипниках, значительно снижает износ трущихся поверхностей, уменьшает нагрев передачи, снижает шум и предохраняет от коррозии.

  Смазка передач в редукторах производится нефтяными маслами. Исходя из параметров работы передачи:

                                            

выбирается масло И-25А ГОСТ 20799-75, кинематическая вязкость (24..27)·106 м2/c (табл.10.9 [1]).

                                            

                                             (по чертежу)

   

Наиболее простой и распространенный способ смазки элементов передач – погружение их в масло, залитое в нижнюю часть корпуса. В этом случае червяк смазывается за счет разбрызгивания, подшипники вала колеса– за счет масляного тумана. Глубина погружения колеса в масло 20 мм. Уровень масла контролируется маслоуказателем.

  

     9.Выбор муфты.

  Расчет муфты ведут по расчетному моменту

,                                                         (8.1)

где – коэффициент режима работы, принимаемый по табл.П58[5],

      Т-номинальный вращающий момент,соответствующий установившемуся режиму работы машины при постоянных мощности и угловой скорости.

Тогда

Н·м.

  Для соединения редуктора с электродвигателем наиболее часто используются муфты упругие втулочно-пальцевые, которые могут компенсировать смещения радиальные, угловые и осевые. Материал полумуфт– чугун СЧ20,

пальцы – из нормализованной стали, втулки – из специальной резины.

  Пальцы проверяют на изгиб, втулки – на смятие поверхности, соприкасающейся с пальцами.

  Условие прочности пальца на изгиб

,                                            (8.2)

где Тр=32,74Н·м– расчетный крутящий момент;

     lП=33 мм– длина пальца;

     D0=84 мм– диаметр окружности, на которой расположены пальцы;

     z=6 – число пальцев;

     dП=14 мм– диаметр пальца;

     [σИ]=80…90МПа. [5]

Тогда

МПа.

Условие прочности втулки на смятие

,                                   (8.3)

где lB =15 мм– длина втулки;

     [σCM]=1,8…2МПа– допускаемое напряжение на смятие для резины.[5]

  Тогда

 МПа.

  Радиальная сила

,                                                         (8.4)

где (стр.314[3]) с=3500 Н∕мм– показатель упругости;

                          ∆r=0,1 мм– радиальное смещение.

  Тогда

Н.

 

 10.Сборка и разборка редуктора

  Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида. Начинают сборку с того, что в вал червячного колеса закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают роликовые конические подшипники, нагретые в масле до 80-100С. Собранный вал укладывают в основании корпуса.

    На червячный вал надевают роликовые конические подшипники, предварительно нагретые в масле. Собранный червячный вал вставляют в корпус. Далее соединяют две половины корпуса, покрывают предварительно поверхность стыка фланцев спиртовым лаком. Для центровки крышку устанавливают на корпус с помощью двух конических штифтов и затягивают болты.

    Далее в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулирования.

    Для регулирования червячного зацепления необходимо весь комплект вала с червячным колесом смещать в осевом направлении до совпадении средней плоскости колеса с осью червяка.

    Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцевым креплением.

     Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель. Заливают в редуктор масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с отдушиной.

     Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде.

Введение

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей народного хозяйства, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень развития всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.

Одна из главных задач машиностроителей - задача значительного повышения эксплуатационных и качественных показателей продукции при непрерывном росте объема ее выпуска. Одним из направлений решения этой задачи является совершенствование и развитие конструкций современных машин, совершенствование конструкторской подготовки студентов технических вузов.


                                                     Приложение 1

(справочное)

Расчетные схемы и эпюры моментов

   Рисунок А.1- Эскиз червячного вала   

                                   

Рисунок А.2- Расчетные схемы

Рисунок А.3- Эпюры расчетных моментов

Приложение 4. Результаты расчетов подшипников 2-го вала.

 

      Тип подшипника – радиально-упорный конический роликоподшипник

      Номер-7309

      Схема – 1

     Alfa=15

     FA=818,4 H

    Fr1=-1391,6H

    Fr2=5566,27H

    CO=12250

    C=41900

 

    n=700

    p=2

   Kt=1

   V=1

   Kb=1,6

   Lh=15000

    

 Ресурс работы подшипника в млн. оборотов:13000

                                                 в часах: 3000000

  

 Подшипник удовлетворяет заданным условиям.

                                            Заключение

  Курсовой проект по деталям машин является первой самостоятельной конструкторской работой студента. При выполнении его закрепляются знания по курсу “Детали машин”, развивается умение применять на практике теоретические сведения из ранее изученных дисциплин, приобретаются навыки работы со справочной литературой.

  Объектом курсового проекта являются механические передачи для преобразования вращательного движения, а также вращательного в поступательное. Наиболее распространенными объектами изучения в курсовом проекте являются передачи цилиндрические, конические, червячные и передачи гибкой связью, что связано с применением их в технике в широких масштабах.

  Объектом разработки данного проекта является червячный редуктор, используемый в качестве привода к пластинчатому конвейеру. В ходе работы были использованы знания по курсу многих теоретических и прикладных наук.

                                                     Приложение 4

(справочное)

Библиографический список

   

  1.Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов /С.А.Чернавский,  К.Н.Боков, И.М.Чернин и др.-М.:Машиностроение, 1988.-416 с.

  2. Иванов М. Н. Детали машин. - М.: Высшая школа, 1991. - 383 с.

  3. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин.-М.: Высшая школа, 1985. - 416 с.

  4. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т.-М.:Машиностроение, 1979. - т.1 - 728 с., т.2 - 559 с., т.3 - 557 с.

  5.Устюгов И.И. Детали машин.-М.:Высшая школа,1981.-399с.  

  6. Расчет и проектирование деталей машин /Под ред. Г. Б. Столбина, К. П. Жукова. – М.: Высшая школа, 1985. – 247 с.

 7. Ценхович Л. И., Петриченко Н. Н. Атлас конструкций редукторов. - Киев: Высшая школа, 1979. – 128 с.

 8. Подбор подшипников качения/ В.А. Власов: Методические указания к  курсовому и дипломному проектированию. – ВятГУ, Киров 2006

 9. Кувалдин Ю. И., Серкин В. В. Требования к оформлению конструкторской документации и пояснительных записок: Методические указания к курсовому и дипломному проектированию. – Киров: ВГУ, 2001.58 с.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

35810. Кормушка для птиц 6.21 MB
  Кормушки могут быть любых размеров и изготавливаются из разных материалов. Это и пластиковые бутылки и коробки изпод сока и самодельные деревянные кормушки. Поэтому конструкции кормушек очень разнообразны а самые простые кормушки для птиц могут быть сделаны практически из всего что попадется под руку. Стационарные кормушки укреплены на столбах.
35811. Украшения и аксессуары. Творческий проект 5.66 MB
  В древней Руси браслеты назывались непонятными словами зарукавья и обруча. Браслеты популярны и сегодня. Вечерние туалеты предполагают самые разнообразные браслеты. Сегодня очень популярны также браслеты для ног которые носят на щиколотке.
35813. Мой выбор профессии 220.61 KB
  Творческий проект Мой выбор профессии Содержание Обоснование выбора профессии Жизненные ценности История профессии. Описание профессии Карта самоконтроля готовности к профессиональному самоопределению Психограмма профессии Профпригодность Профпроба Заключение Список литературы Обоснование выбора профессии Цель моей жизни заключается в получении высшего образования и приобретении профессии которая мне будет интересна. В девятом классе передо мной встала проблема выбора профессии. Я неплохо разбираюсь в физике и...
35816. МЕТОД ПРОЕКТІВ У ТЕХНОЛОГІЇ ТРУДОВОГО НАВЧАННЯ 63 KB
  Перевага проектнотехнологічного методу трудового навчання полягає в тому що учні під час цієї діяльності більш активно залучаються до самостійної практичної планової та систематичної роботи в них виховується прагнення до пошуку шляхів створення нового або більш якісного вдосконалення існуючого виробу матеріального об’єкта формується уявлення про його майбутнє застосування розвиваються моральні та трудові якості учня мотиви вибору професії. На цьому етапі учні пропонують різні варіанти конструкції виробу усвідомлюють варіанти...
35817. Аналоговые вольтметры 2.35 MB
  Если сопротивление ключа=0 когда он замкнут и = бесконечности когда разомкнут то на выходе модулятора будет последовательность прямоугольных импульсов с амплитудой входного сигнала при условии что переключение мгновенное. Развертывающий АЦП Сначала ожидание прихода импульса Старт затем обнуляется счетчик импульсов Сч и взводится триггер Т. Максимальное время преобразования tnp mx =T0 2n – 1 где Т0 – период импульсов генератора; n – разрядность АЦП. Следящий АЦП Схема сравнения СС управляет пропуском тактовых импульсов с...
35818. Экономическая теория (микроэкономика, макроэкономика) 1.42 MB
  Функция индивидуального спроса и предложения. Функция спроса и предложения определяет общее направление их изменения в зависимости от цены на товар но индивидуальные различия в характере и форме этого изменения могут быть весьма существенными. Чем более полого выглядит кривая спроса тем сильнее зависимость объема спроса от изменения цены. В случае если кривая спроса занимает горизонтальное положение d4 эта зависимость становится бесконечно большой.