43214

Электропривод цепного транспортера

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Вращающий момент с вала электродвигателя передается через упругую муфту с вогнутым профилем торообразной оболочки на быстроходный вал двухступенчатого цилиндрического редуктора. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ Основными исходными данными для выбора электродвигателя являются мощность на выходном валу привода и частота вращения его вала между которыми существует связь: где: мощность на выходном валу привода кВт; окружная сила тяговое усилие кН; скорость ленты м с; Требуемая мощность электродвигателя где: требуемая мощность...

Русский

2013-11-04

1.73 MB

15 чел.

PAGE  2

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ

ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

ЛИПЕЦКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра прикладной механики

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по курсу “Детали машин”

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

“Электропривод цепного транспортера”

Студент      “     ”                               2007г

Группа   ТМ-04-2

Руководитель

доцент      “     ”                               2007г

Липецк 2007 г

ЛИПЕЦКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра прикладной механики

ЗАДАНИЕ

На курсовое проектирование по деталям машин_________________________

Студенту        _______________________

Группы ___специальности технология машиностроения___________

Тема проекта __спроектировать привод цепного транспортера подачи сырья агломерационной машины_____________

Проектное задание № 2-4

Тяговое усилие, кН

Ft 

2,2

Скорость ленты, м/с

Vл

1,4

Число зубьев звездочки

z

14

Шаг цепи ,мм

tц

125

Срок службы привода, лет

Lгод

8

Коэффициент годового использования

Кгод

0,8

Коэффициент суточного использования

Ксут

0,6


Содержание проекта

Расчетно-пояснительная записка

1 лист Редуктор цилиндрический двухступенчатый

2 лист Привод цепного транспортера

3 лист Колесо косозубое

4 лист Вал промежуточный

5 лист Вал промежуточный в сборе

Дата выдачи задания «___»____________2006 г.

Руководитель ____________

АННОТАЦИЯ

В данной работе приводится расчет цилиндрического косозубого двухступенчатого редуктора по заданным исходным данным, применяемого в приводах общего назначения.

В расчетно-пояснительной записке выполнен энергокинематический расчет привода;  выполнено проектирование редуктора, в частности расчет косозубой и шевронной передачи; выполнен ориентировочный расчет валов; конструирование зубчатого и червячного колеса; выбор типа и размеров подшипников качения; уточненный расчет валов; выбор смазки подшипников и зацепления и подбор муфт.

ГРАФИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ

Редуктор двухступенчатый цилиндрический А1

Вал промежуточный в сборе А3

Колесо зубчатое А3

Вал промежуточный А3

Привод ленточного конвейера А1


ОГЛАВЛЕНИЕ

[0.0.1] 3. 2. 1. Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса первой ступени

[0.0.2] 3. 2. 2. Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса второй ступени

[0.0.3] 3. 2. 3. Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб

[0.0.4] 3. 2. 4. Определение межосевого расстояния

[0.0.5] 3. 2. 5. Выбор модуля зацепления

[0.0.6] 3. 2. 6. Определение суммарного числа зубьев

[0.0.7] 3. 2. 7. Определение числа зубьев шестерни и колеса

[0.0.8] 3. 2. 8. Проверка межосевого расстояния

[0.0.9] 3. 2. 10. Ширина зубчатого венца

[0.0.10] 3. 2. 11. Проверка значения ψba

[0.0.11] 3. 2. 12. Определение окружной скорости в зацеплении

[0.0.12] 3. 2. 13. Назначение степени точности передачи в зависимости от окружной скорости

[0.0.13] 3. 2. 14. Уточнение коэффициента нагрузки

[0.0.14] 3. 2. 15. Проверка величины расчетного контактного напряжения

[0.0.15] 3. 2. 16. Проверка зубьев на выносливость при изгибе

[0.0.16] 3. 2. 17. Определение и сведение в таблицу основных параметров передачи

[0.1] 3.9.ВЫБОР СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И ЗАЦЕПЛЕНИЯ

[0.2] 3.10. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

[0.3]
3.11.. РАЗМЕРЫ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА


НАЗНАЧЕНИЕ И КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ ПРИВОДА

Привод предназначен для подачи сырья агломерационной машины, т.е. используется в металлургическом производстве.

Привод включает в себя электродвигатель, две муфты, цилиндрический  двухступенчатый редуктор.

Вращающий момент с вала электродвигателя передается через упругую муфту с вогнутым профилем торообразной оболочки на быстроходный вал двухступенчатого цилиндрического редуктора. Далее через косозубую передачу, передается на промежуточный вал редуктора, после чего посредством шевронной передачи передается на выходной вал редуктора. Зубчатая муфта, расположенная на валу, передает вращение на вал привода, с расположенными на нем звездочками.


2. ЭНЕРГОКИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

2. 1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Основными исходными данными для выбора электродвигателя являются мощность на выходном валу привода и частота вращения его вала, между которыми существует связь:

,

где: мощность на выходном валу привода, кВт; - окружная сила (тяговое усилие), кН; - скорость ленты, м/с;

Требуемая мощность электродвигателя

,

где:  - требуемая мощность электродвигателя, кВт; мощность на выходном валу привода, кВт; - общий КПД привода.

При последовательном соединении механизмов общий КПД привода определяется как произведение значений КПД входящих в него механизмов:

,

где: - общий КПД привода; - КПД – зубчатой муфты; - КПД зубчатой передачи ; - КПД муфты; - КПД подшипников [1. табл.1]

Определяем требуемую мощность электродвигателя:

Связь между частотой вращения приводного барабана (тяговых звездочек) транспортера и скоростью ленты (тяговых цепей) для цепного транспортера выражаются зависимостью:

,

где  – частота вращения приводного барабана, мин-1; – скорость ленты (тяговой цепи), м/с; z – число зубьев тяговой звездочки, - шаг тяговой цепи, мм.

Приближенное общее передаточное отношение привода:

,

где: - передаточное отношение быстроходной зубчатой передачи; - передаточное отношение тихоходной зубчатой передачи.

Требуемая частота вращения вала электродвигателя может быть определена по частоте вращения выходного вала и приближенному общему передаточному отношению привода:

,

где: - синхронная частота вращения вала электродвигателя, об/мин; - частота вращения выходного вала (барабана), об/мин; - приближенное общее передаточное отношение привода.

Из [1. табл. 2] выбираем рекомендуемые передаточные отношения ступеней привода.

Требуемая частота вращения вала электродвигателя:

Исходя из ориентировочных значений мощности электродвигателя и частоты вращения вала, используя [2. П2] выбираем электродвигатель закрытый обдуваемый асинхронный серии  4А112МВ6 с параметрами: мощность 4 кВт, число оборотов 1000 об/мин.

Номинальная частота вращения вала электродвигателя:

,

где: - номинальная частота вращения вала электродвигателя, об/мин;  - синхронная частота вращения вала электродвигателя, об/мин; s - коэффициент скольжения.

Номинальная частота вращения вала электродвигателя:

Рис.1. Электродвигатель серии 4А112МВ6.


2. 2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОБЩЕГО ПЕРЕДАТОЧНОГО ОТНОШЕНИЯ И 

РАЗБИВКА ЕГО ПО СТУПЕНЯМ ПРИВОДА

По принятой частоте вращения вала электродвигателя при номинальной нагрузке и частоте вращения выходного вала определяется фактическое передаточное отношение привода, которое необходимо перераспределить между отдельными передачами, приняв для проектируемого редуктора значения из стандартного ряда[2. С. 36]:

,

где: - фактическое передаточное отношение привода; - номинальная частота вращения вала электродвигателя, об/мин;– частота вращения выходного вала, мин-1.

Фактическое передаточное отношение привода:

Уточняем передаточное отношение:

,

где: - передаточное отношение быстроходной зубчатой передачи; - передаточное отношение тихоходной зубчатой передачи; - фактическое передаточное отношение привода;


2. 3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ВРАЩАЮЩИХ МОМЕНТОВ,УГЛОВЫХ СКОРОСТЕЙ И ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ ВАЛОВ

Угловые скорости вращения валов привода:

- вала электродвигателя:

,

где:  - угловая скорость вращения вала электродвигателя, рад/с;  - номинальная частота вращения вала электродвигателя, об/мин.

- быстроходного вала:

,

где: - угловая скорость вращения быстроходного вала, рад/с;  - угловая скорость вращения вала электродвигателя, рад/с.

- промежуточного вала:

,

где:  - угловая скорость вращения промежуточного вала, рад/с;  - угловая скорость вращения быстроходного вала, рад/с; - передаточное отношение быстроходной зубчатой передачи.

- тихоходного вала:

,

где: - угловая скорость вращения тихоходного вала, рад/с;  -  угловая скорость вращения промежуточного вала, рад/с; - передаточное отношение тихоходной зубчатой передачи.   

Вращающие моменты на валах определяются из условия постоянства мощности с учетом потерь:

- Вращающие моменты на вале электродвигателя:

,

где: - вращающие моменты на вале электродвигателя, Н·м; - требуемая мощность электродвигателя, Вт; - угловая скорость вращения вала электродвигателя, рад/с.

- Вращающие моменты на быстроходном валу:

где:  - вращающие моменты на быстроходном валу, Н·м; - вращающие моменты на вале электродвигателя, Н·м; - КПД зубчатой передачи; - КПД подшипников.

- Вращающие моменты на промежуточном валу:

,

где: - вращательный момент на промежуточном валу, Н·м; - вращающие моменты на быстроходном валу, Н·м; - КПД подшипников;  - КПД зубчатой передачи; - передаточное отношение быстроходной зубчатой передачи.

 

- Вращательный момент на выходе из редуктора:

где: - вращательный момент на выходе из редуктора, Н·м; - вращательный момент на промежуточном валу, Н·м; - передаточное отношение тихоходной передачи; - КПД муфты; - КПД подшипников.

- . Вращательный момент на валу со звездочками

где: - вращательный момент на валу со звездочками, - вращательный момент на выходе из редуктора, Н·м; - КПД муфты; - КПД подшипников.

Ориентировочная частота вращения валов привода:

- Частота вращения быстроходного вала:

,

где: - частота вращения быстроходного вала, об/мин; - номинальная частота вращения вала электродвигателя, об/мин; - КПД зубчатой передачи.

- Частота вращения промежуточного вала:

,

где: - частота вращения промежуточного вала, об/мин; - частота вращения быстроходного вала, об/мин; - передаточное отношение быстроходной зубчатой передачи.

- Частота вращения тихоходного вала:

,

где: - частота вращения тихоходного вала; - частота вращения промежуточного вала; - передаточное отношение тихоходной зубчатой передачи.

Таблица 1

Результаты кинематического расчета

Валы

n, об/мин

Т, Нм

ω, рад/с

Быстроходный

949

33,45

99,3

Промежуточный

211

146

22,06

Тихоходный

47

638,7

4,9

 

3.  ПРОЕКТИРОВАНИЕ РЕДУКТОРА

3. 1. ВЫБОР МАТЕРИАЛА И ТЕРМИЧЕСКОЙ ОБРАБОТКИ ДЛЯ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

При выборе материала для шестерни и колеса следует ориентироваться на применение одной и той же стали, но с различной термической обработкой, чтобы твердость шестерни была не менее чем на 20…30 единиц НВ больше твердости колеса: для шестерни сталь 40 Х, термическая обработка- улучшение, твердость НВ 450; для колеса - сталь 40Х, термическая обработка- улучшение, твердость НВ 450.

3. 2. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ НА ПРОЧНОСТЬ

3. 2. 1. Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса первой ступени

Определение допускаемых контактных напряжений [σ]н регламентировано ГОСТ 21354-75:

,           (1)

где σно – предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения, МПа; σно1=17(НRC)+100=17*45+100=865 МПа; σно2=17(НRC)+100=17*45+100=865 МПа; КНL – коэффициент долговечности; SH– коэффициент безопасности; SH=1,1 [3,табл. 2].

Коэффициент долговечности определяется по формуле:

,       (2)

где Nно – базовое число циклов нагружения, Nно=(НВ)3; Nно2=(450)3=91,125·106; Nно1=(450)3=91,125·106 ; NНЕ- эквивалентное число циклов нагружения на весь срок службы передачи.

При переменной нагрузке эквивалентное число циклов нагружения за  весь срок службы передачи определяется по формуле:

,

где n – частота вращения шестерни (колеса), мин-1; ti – срок службы передачи под нагрузкой, ч; с – число зацеплений, с=1; Тi – крутящий момент ступени, Н·м; Тmax – наибольший длительной действующий момент, Н·м; m - показатель степени, m =3; Тi, Тmax , ti –заданы циклограммой нагружения (см. рис. 2).

Рис.2. Циклограмма режима нагружения

Эквивалентное число циклов нагружения для шестерни определяется по формуле:

,

где α1=0,8; α2=0,1; α3=0;  β2=0,7; β3=0,35; t – срок службы, ч; n1 – частота вращения шестерни, мин-1, n1 = 949 мин-1.

Срок службы определяется по формуле:

, ч,

где Lг- срок службы в годах; Lг=8; - коэффициент годового использования = 0,8; -   коэффициент суточного использования =0,6; тогда

NHE1=60·949·33638,4·{13·0,8+0,73·0,1+0,73·0}=1,594·109 циклов.

Эквивалентное число циклов нагружения для колеса определяется по формуле:

NHE2= NHE1/        

NHE2= 1,594·109 / 4,5=0,354 109 циклов.

Коэффициент долговечности для шестерни и колеса определяется по формуле (2):

;

Значение КHL, принимаемые к расчету, могут  быть  в  пределах  1< КHL < 2,3 Принимаем КHL1=1; КHL2=1.

Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле (1):

[σ]н1=865·1/1,1=786,36 МПа;

[σ]н2= 865·1/1,1=786,36 МПа.

Расчет не прямозубых передач ведется по значению [σ]н:

[σ]н=0,45([σ]н1+[σ]н2)= 0,45(786,36+786,36)=707,724 МПа.

 3. 2. 2. Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса второй ступени

По формуле (1) определяем допускаемые контактные напряжения:

МПа;

МПа,

где σно3=17(НRC)+100=17*45+100=865 МПа; σно4=17(НRC)+100=17*45+100=865 МПа;

;

,

где NHE3= NHE2 = 3,54·108 циклов; NHE4= NHE3/  = 3,54·108/4,5=0,786·108 циклов;

Nно4=(450)3=91,125·106; Nно3 =(450)3=91,125·106 ; принимаем КHL3=1; КHL4=1;

SH=1,1.

[σ]н=0,45([σ]н3+[σ]н4)= 0,45(786,36+786,36)=707,724 МПа.

 3. 2. 3. Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб

Для первой ступени:

Допускаемые напряжения изгиба [σ]F определяются по формуле:

[σ]F·КFL /SF,             (3)

где σFlimb- предел выносливости при изгибе при базовом числе циклов нагружения, МПа;

σFО1=600 МПа;

σFО2=600 МПа;

КFL- коэффициент долговечности; SF- коэффициент безопасности; SF=1,65, [3, табл.3];

Коэффициент долговечности определяется по формуле:

,                 (4)

где m – показатель степени, зависящий от твердости; m=9 при твердости >350НВ; NFE – эквивалентное число циклов нагружения за весь срок службы передачи, определяемое по формуле:

,

 NFE1=60·n1·tΣ·с·[(1)6·α1+(β2)6·α2 + (β3)6 ·α3],

NFE1=60·949·33638,4·{16·0,8+0,76·0,1+0,76·0}=1,5·109  циклов;

NFE2=60·n2·tΣ·с·[(1)6·α1+(β2)6·α2 + (β3)6 ·α3],

NFE2=. NFE1/uзуб.б

Коэффициент долговечности для шестерни и колеса определяется по формуле (4):

Значение КFL, принимаемые к  расчету,  могут быть  в пределах  1< КFL<1,63 при твердости (<350НВ). Принимаем КFL1=1; КFL2=1.

Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле (3):

[σ]F1=600·1/1,65= 352,94 МПа;

[σ]F2=600·1/1,65=352,94  МПа.

Для второй ступени:

σFО3=600 МПа;

σFО4=600 МПа;

NFE3= NFE2=0,33 109

NFE4= NFE3/uзуб.т

NFE4=0,073 109

Коэффициент долговечности для шестерни и колеса определяется по формуле (4):

КFL3= КFL2 = 0.61 

принимаем КFL3=1; КFL4=1.

Допускаемые контактные напряжения:

[σ]F3=600·1/1,65= 352,94 МПа;

[σ]F4=600·1/1,65=352,94  МПа.

3. 2. 4. Определение межосевого расстояния

Определение межосевого расстояния выполняется по формуле:

,       (5)

где u – передаточное число ступени редуктора , u1==4,5, u2==4,5; А – численный коэффициент, А=270 для косозубых передач; [σ]Н – допускаемое контактное напряжение, МПа, [σ]Н=707,724 МПа; Т2 – вращающий момент на валу колеса, Н·мм, Т21=146·103 Н·мм, Т22=638,7·103 Н·мм; КН – коэффициент нагрузки; ψba – коэффициент ширины зубчатого венца колеса, ψba=0,4.

Коэффициент нагрузки определяется по формуле:

КН= КНα· КНβ ·КНV,

где КНα- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для не прямозубых передач КНα=1,0…1,15; принимаем КНα=1,1; КНβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, КНβ =1,1, [3, табл.4]; КНV – коэффициент динамичности нагрузки, КНV=1…1,1; принимаем КНV=1,1, [3, с.12].

КН= 1,1·1,1·1,1=1,331.

Межосевое расстояние определяется по формуле (5):

мм

мм

Принимаем ближайшее стандартное значение аw по ГОСТ 2185-66:

аw1=80 мм, аw2=125 мм.

3. 2. 5. Выбор модуля зацепления

При твердости зубьев шестерни и колеса >350НВ:

m=(0,016…0,0315)aw,

где aw – межосевое расстояние, мм, аw1=80 мм, аw2=125 мм. (см. п. 3.1.6).

m1=(0,016…0,0315)·100 = 1,28...2,52 мм,

m2=(0,016…0,0315)·160 = 2...3,94 мм,

Принимаем стандартное ближайшее значение модуля зацепления по ГОСТ 9563-80 m1=1,5 мм, m2=2 мм.

Для косозубых колес стандартным считается нормальный модуль зацепления mn1 = m1=1,5 мм, mn2 = m2=2 мм.

3. 2. 6. Определение суммарного числа зубьев

Для косозубых передач

zΣ=z1+ z2=2awсosβ/mn,

где β – угол наклона зубьев, град, для косозубых передач принимаем β=15о,

для шевронной передачи β=30о mn – нормальный модуль, mn1 =1,5 мм,

mn2 =2 мм.

zΣ1= 2·80·cos150/2 =103,

zΣ2= 2·125·cos300/3 =108.

3. 2. 7. Определение числа зубьев шестерни и колеса

Для первой ступени:

Шестерни

z11=zΣ1/(u1+1),

Колеса

z21= zΣ1- z11= 103 – 18 = 85.

Уточняем передаточное число и  проверяем расхождение с                   принятым ранее, которое не должно превышать 5%

Для второй ступени:

Шестерни

Колеса

z22= zΣ2- z12= 108 -19 = 89

Уточняем передаточное число и  проверяем расхождение с                   принятым ранее, которое не должно превышать 5%

3. 2. 8. Проверка межосевого расстояния

Для косозубых колес:

aw1 =0,5(z11+ z21) mn1 /сosβ1=0,5·103·1,5/cos150 = 79,97 мм,

aw2 =0,5(z12+ z22) mn2 /сosβ2=0,5·108·2/ cos300 = 124,71 мм.

Если полученное значение aw не соответствует ранее принятому стандартному, расхождение устраняется изменением угла наклона зубьев:

сosβ=0,5(z1+ z2) mn/ aw,

где aw- стандартное значение.

Уточняем угол наклона зубьев

сosβ1= 0,5·103·1,5/79,97=0,9659 ,

β1= 14,996°;

сosβ2= 0,5·108·2/124,71=0,8625 ,

β2= 29,999°.

3. 2. 9. Вычисление делительных диаметров шестеренок и колёс.

    Первая ступень:

     Шестерёнка

       

    Колесо

         

   Вторая ступень:

     Шестерёнка

       

    Колесо

         

3. 2. 10. Ширина зубчатого венца

Ширина зубчатого венца колеса определяется по формуле:

b2ba· aw, мм,

где ψba – коэффициент ширины зубчатого венца ; aw- межосевое расстояние, мм.

b12= 0,4·80=32 мм,

b22= 0,6·125=75 мм.

Ширина зубчатого венца шестерни определяется по формуле:

b1= b2+(5…10) мм,

b11= 32 + 8 = 40 мм,

b21= 75 + 5 = 80 мм.

3. 2. 11. Проверка значения ψba

,

,

,

что допустимо, т. к. ранее был принят ψba=0,4.

3. 2. 12. Определение окружной скорости в зацеплении

Окружная скорость в зацеплении определяется по формуле:

v=π·d1·n1/(60·1000) , м/с,

где d1 – делительный диаметр шестерни, мм, d1= 27,96 мм, d1 = 43.98 мм; n1 – частота вращения шестерни, мин-1; для первой ступени n11=949 мин-1, для второй ступени n12=211 мин-1.

м/с

м/с

.

3. 2. 13. Назначение степени точности передачи в зависимости от окружной скорости

Определяем степень точности передачи по ГОСТ 1643-81:

Для V1=1,41 и  V2=0,48 соответствует 9-ая степень точности. Так как рекомендуемая степень точности редукторов общего назначения 8-ая, то назначаем 8-ую степень точности.

3. 2. 14. Уточнение коэффициента нагрузки

Уточнение коэффициента нагрузки осуществляется по формуле:

КН= КНα· КНβ ·КНV,                                      

КНα=1,09,                                       [3, табл.6]

КНβ=1,21,                                       [3, табл.7]

КНV=1,1,                                         [3, табл.8]

КН= 1,09·1,08·1,1=1,4567.

3. 2. 15. Проверка величины расчетного контактного напряжения

,

где А – численный коэффициент, для косозубых колес А=270; - межосевое расстояние;

b2 – ширина зубчатого венца колеса, b12 = 80 мм, b22  = 75 мм; u – уточненное значение передаточного числа, u1=4,5, u2=4,5; [σ]Н –значение допускаемого контактного напряжения; - вращающий момент на валу колеса ,; - поправочный коэффициент определяемый по формуле (6) =1,4546;

МПа,

Мпа.

3. 2. 16. Проверка зубьев на выносливость при изгибе

,            

где Т2 – вращающий момент на валу колеса, Н·мм, Т21= 146 Н·м, Т22= 638,7 Н·м; YF – коэффициент формы зуба, зависящий от числа зубьев; Yβ – коэффициент наклона зубьев, для не прямозубых:

Yβ =1-β/140о,

Yβ1=1-14,9960/1400=0,8929;

Yβ2=1-29,9990/1400=0,7857;

KFL – коэффициент нагрузки; d2 – делительный диаметр колеса, мм,

d21 = 132,04 мм, d22 = 206 мм; b2 – ширина зубчатого венца колеса, мм,

b21 =32 мм, b22 = 75 мм; mn – нормальный модуль, мм, mn1=1,5 мм,   

mn2=2 мм [3, с.16].

Коэффициент нагрузки определяется по формуле:

КFL= К ·К ·КFV,

где К – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, К=1 при степени точности равной 8 [3, с.18]; К – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, К=1,25 при степени точности равной 8; [3, табл.9]; КFV – коэффициент динамичности нагрузки КFV=1,2 [3, табл.10];

КFL= 1·1,25·1,2=1,5  

Проверка зубьев на выносливость при изгибе определяется по формуле:

МПа

МПа

3. 2. 17. Определение и сведение в таблицу основных параметров передачи

 

df=d-2,5mn, мм;

df11=d11-2,5·m1 = 27,96-2,5·1,5=24,21 мм;

df21=d21-2,5·m1 = 132,04-2,5·2 = 127,04 мм;

df12=d11-2,5·m2 = 43,98-2,5·1,5 = 40,23 мм;

df22=d21-2,5·m2=206-2,5·2 = 201 мм;

da=d-2,5mn, мм;

da11=d11+2,5·m1 = 27,96+2,5·1,5 = 31.71 мм;

da21=d21 +2,5·m1 = 132,04+2,5·2 = 137,04 мм;

da12=d11+2,5·m2 = 43,98+2,5·1,5 = 47,73 мм;

da22=d21+2,5·m2=206+2,5·2 = 211 мм;

          

          

         

         

          

         

   

 

Таблица 2

Основные параметры зубчатой передачи

Наименование параметра

Обозначение     численное значение

1ступень

2ступень

1

1

Вращающий момент, Н·мм: и угловые       скорости валов, рад/с

 на быстроходном валу

 на промежуточном валу

 на тихоходном валу

Т1= 33.45·103 ; ω1=99.3

Т2=146·103 ; ω2=22.06

Т3=638.7·103 3=4.9

22

Межосевое расстояние, мм

аw1=80              аw2=125

3

Модуль, мм

m1=1.5

m2=2

4

Угол наклона зубьев, град

β1=14,996°

β2=29.999°

5

Число зубьев: шестерни

                        колеса

z11=18

z21=85

z12=19

z22=89

6

     Диаметр делительный, мм: Шестерни

                                              Колеса

d11=27.96

d21=132.04

d12=43.98

d22=206

7

Диаметр вершин, мм: Шестерни

                                     Колеса

dа11=31.71

dа21=137.04

dа12=47.73

dа22=211

8

Диаметр впадин, мм: шестерни

Колеса

df11=24.21

df21=127.04

df12=40.23

df22=201

99

Ширина зубчатого венца, мм:       шестерни

колеса

b11=40

b12=32

b21=80

b22=75

110

Cилы в зацеплении, Н: окружная

                                       радиальная

                                       осевая

Ft1=2397

Fr1=893.4

Fa1=642

3.3. ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Расчет валов выполняют в два этапа: проектный расчет и проверочный расчет.

На первом этапе расчета известен лишь крутящий момент, численно равный передаваемому на вал вращающему моменту, определенному при кинематическом расчете привода. Величину изгибающего момента определяют после разработки конструкции вала по результатам компоновки редуктора. Поэтому проектный расчет вала выполняют для определения его выходного конца, посадочных поверхностей под ступицу колеса и подшипники. При этом диаметр dв выходного конца вала рассчитывается из условия прочности на кручение по формуле:

       (7)                       [4, с.4]

где Т – крутящий момент, Нмм; [τ]к – допускаемое напряжение при кручении, МПа; [τ]к1=15…20 МПа.

3.3.1. ВЕДУЩИЙ ВАЛ

Крутящий момент ведущего вала: Т1= 33,45·103 Н·мм, примем [τ]к  = 20 МПа

 [4, с.4]

      Скорректируем диаметр выходного конца ведущего вала с учётом диаметра электродвигателя

dВ1=(0,8...1,2) dЭ,

dВ1=26мм

По выбранному стандартному значению dВ назначают остальные                                                 посадочные диаметры вала.

Диаметр вала под подшипник определяется по формуле:

dп1=(1,15…1,4) dВ1 = 29,9÷36,4 мм                       [4, с.5]

Принимаем dп1= 30 мм

Диаметр вала под шестерню определяется по формуле:

dк1= (1,15…1,4) dп1 = 34,5÷42  мм                       [4, с.5]

Принимаем dк1= 36 мм

3.3.2. ПРОМЕЖУТОЧНЫЙ ВАЛ

Расчет промежуточного вала начинаем с определения диаметра под колесо:

,

где Т- крутящий момент на промежуточном валу.

, примем исходя из конструкторских соображений           =45 мм;

Диаметр вала под подшипник определяем по формуле:

3.3.3. ВЕДОМЫЙ ВАЛ

Диаметр выходного конца ведомого вала определяется по формуле (7). Крутящий момент на выходном валу  Т2=1301,79·103 Н·мм

[τ]к2 = 20 МПа.

Принимаем dВ2= 55 мм.                                                              [4, с.5]

Диаметр вала под подшипник определяется по формуле:

dп2=(1,15…1,4) dВ2= 63,25÷77 мм

Принимаем dп2= 65 мм.

Диаметр вала под зубчатое колесо определяется по формуле:

dк2=(1,15…1,4) dп2= 74,75÷91 мм

Принимаем dк2= 75 мм (см. прил.1).

3.4. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

При разработке конструкций зубчатых колес учитывают их геометрические (da, df, b) параметры. Зубчатые колеса при соотношении  выполняют вместе с валом, получая конструкции в виде вал-шестерня.

<2 следовательно шестерню на быстроходном валу выполняем за одно с валом (см. прил.1).

следовательно колесо на промежуточном валу выполняем раздельно с валом (см. прил.1)

следовательно шестерню на промежуточном валу выполняем за одно с валом (см. прил.1).

следовательно колесо на промежуточном валу выполняем раздельно с валом (см. прил.1)

В редукторах колеса выполняют со ступицей, выступающей в обе стороны.

При диаметре da2≈150…500мм колеса выполняют кованными или штампованными.

Определяем размеры конструктивных элементов цилиндрического зубчатого колеса на промежуточном валу:

Определение толщины обода колеса:

δо=(2,5…4)mn = 3.75...6 = 8 мм                     [4, табл.2]

Определение диаметр ступицы колеса:

dст=(1,4…1,7) dк2 =72...76,5=75 мм;                     [4, табл.2]

Определение длины ступицы колеса:

l=(0,8…1,5) dк2 = 36..67,5 = 40 мм;                     [4, табл.2]

Рассчитанные конструктивные размеры зубчатого колеса на промежуточном валу (см. прил.1) сводятся в табл. 4.

Таблица 3

Размеры конструктивных элементов цилиндрического зубчатого колеса

Размеры конструктивного элемента

Обозначение

Расчетное значение, мм

1

Толщина обода

δо

8

2

Диаметр ступицы

dст

75

3

Длина ступицы

l

40

Определяем размеры конструктивных элементов цилиндрического зубчатого шевронного колеса на выходном валу:

Определение ширины канавки

Определение толщины диска

Определение высоты зуба

Определение толщины обода

Определение диаметра ступицы

Определение длины ступицы

Рассчитанные конструктивные размеры зубчатого колеса на выходном валу (см. прил.1) сводятся в табл. 4.

Таблица 4

Размеры конструктивных элементов цилиндрического

шевронного зубчатого колеса

Размеры конструктивного элемента

Обозначение

Расчетное значение, мм

Толщина обода

δ

8

Диаметр ступицы

dст

120

Длина ступицы

l

80

Толщина диска

с

16

Высота зуба

h

5

3.5.  ВЫБОР ТИПА И РАЗМЕРОВ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

3.5.1.БЫСТРОХОДНЫЙ  ВАЛ

Рис. 6. Роликоподшипники конические однорядные

Таблица 5

Параметры роликоподшипников конических однорядных

Условное обозначе--ние

d

D

B

T

c

r

r1

C

C0

e

Y

Y0

кН

7506

30

62

20,5

21,35

17

1,5

0,5

36,0

27,0

0,36

1,64

0,9

3.5.2. ПРОМЕЖУТОЧНЫЙ ВАЛ

Рис..7. Роликоподшипники конические однорядные

Таблица 6

Параметры роликоподшипников конических однорядных

Условное обозначе--ние

d

D

B

T

c

r

r1

C

C0

e

Y

Y0

кН

7508

40

80

23,5

24,75

20

2,0

0,8

56,0

44,0

0,38

1,57

0,87

3.5.3. ТИХОХОДНЫЙ ВАЛ

Рис. 8. Роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическими роликами

Таблица 7

Параметры роликоподшипников радиальных с короткими цилиндрическими роликами

Условное обозначе--ние

d

D

B

r

r1

C

C0

кН

32213А

65

120

23

2,5

2,5

106,0

66,5


3.6. ВЫБОР СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И ЗАЦЕПЛЕНИЯ

Для смазывания подшипников качения применяют жидкие и пластичные смазочные материалы.

Назначение жидкой смазки подшипников приемлемо при окружной скорости колес v>1м/с.

Для передач при окружных скоростях в зацеплении v<12м/с применяют картерное смазывание – окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса. Объем масла определяют из расчета (0,4…0,8) л/кВт.

Цилиндрические передачи смазывают высоковязкими маслами без присадок или с добавлением противоизносных присадок. Примем масло индустриальное И-40А.


3.7. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Рис. 9. Пространственная схема сил


3.7.1. БЫСТРОХОДНЫЙ ВАЛ

Рис.10.Схема расположения сил

Силы , действующие в зацеплении

Выбираем роликоподшипники конические однорядные

Подшипники устанавливаем враспор, т.к.

Радиальные реакции подшипника считаются приложенными в точке, лежащей на оси вала, полученной в результате пересечения с ней нормали, проведенной через середину контактной площадки.

, [2, гл6., §1]

где T- ширина подшипника, Т=17,5 мм; D – диаметр наружного кольца подшипника,D=62 мм d - диаметр внутреннего кольца подшипника d=30 мм, e=0,36;

, расстояние между подшипниками, беру из компоновки с учетом а1

Находим реакции опоры 1

В плоскости XZ

В плоскости YZ

Находим результирующие реакции

Определяем осевые составляющие нагрузок

где - е=0,36 [2 табл.6.1]

Поскольку , то суммарная осевая сила [2, табл. 6.2]

Сравниваем отношение  с коэффициентом е и окончательно принимаем значения коэффициентов Х и Y. При  принимают Х=1, Y=0. При  для подшипников шариковых радиальных и радиально упорных окончательно принимают записанные ранее значения коэффициентов Х и Y.

Рассмотрим левую опору.

X=0,4, Y=1,15

Определяем эквивалентную нагрузку

, [2, гл6., §2]

где     - коэффициент безопасности, =1,4; [2, табл. 6.3]

- температурный коэффициент, =1; [2, табл. 6.4]

Определяем требуемую долговечность подшипника

где  L – требуемая долговечность подшипника, млн. об.; С – грузоподъемность подшипника, ; RЭ. – эквивалентная нагрузка, Н.  p – показатель степени , для роликоподшипников = 3.3

где  Lh – требуемая долговечность, ч; L – требуемая долговечность подшипника, млн. об.; n – частота вращения двигателя, об/мин.

Из последнего неравенства следует, что подшипник годен.

3.7.2. ПРОМЕЖУТОЧНЫЙ ВАЛ

Рис.11.Схема расположения сил

Силы , действующие в зацеплении

          

Выбираем роликоподшипники конические однорядные

Подшипники устанавливаем враспор, т.к.

Радиальные реакции подшипника считаются приложенными в точке, лежащей на оси вала, полученной в результате пересечения с ней нормали, проведенной через середину контактной площадки.

, [2, гл6., §1]

где T- ширина подшипника, Т=20 мм; D – диаметр наружного кольца подшипника, D=80 мм; d - диаметр внутреннего кольца подшипника d=40 мм, e=0,38;

, расстояние между подшипниками, беру из компоновки с учетом а1

Находим реакции опоры 1

В плоскости XZ

В плоскости YZ

Находим результирующие реакции

Определяем осевые составляющие нагрузок

где - е=0,38 [2 табл.6.1]

Поскольку , то суммарная осевая сила [2, табл. 6.2]

Сравниваем отношение  с коэффициентом е и окончательно принимаем значения коэффициентов Х и Y. При  принимают Х=1, Y=0. При  для подшипников шариковых радиальных и радиально упорных окончательно принимают записанные ранее значения коэффициентов Х и Y.

Рассмотрим правую опору.

X=1, Y=0

Определяем эквивалентную нагрузку

, [2, гл6., §2]

где     - коэффициент безопасности, =1,4; [2, табл. 6.3]

- температурный коэффициент, =1; [2, табл. 6.4]

Определяем требуемую долговечность подшипника

где  L – требуемая долговечность подшипника, млн. об.; С – грузоподъемность подшипника, ; RЭ. – эквивалентная нагрузка, Н.  p – показатель степени , для роликоподшипников = 3.3

где  Lh – требуемая долговечность, ч; L – требуемая долговечность подшипника, млн. об.; n – частота вращения двигателя, об/мин.

Из последнего неравенства следует, что подшипник  годен.

3.7.3.  ТИХОХОДНЫЙ ВАЛ

Рис.12.Схема расположения сил

Силы , действующие в зацеплении

Выбираем роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическими роликами .

Радиальные реакции подшипника считаются приложенными в точке, лежащей на оси вала, полученной в результате пересечения с ней нормали, проведенной через середину контактной площадки.

, [2, гл6., §1]

где В- ширина подшипника, В=25 мм;

, расстояние между подшипниками, беру из компоновки с учетом а1

Находим реакции опоры 1

В плоскости XZ

В плоскости YZ

Находим результирующие реакции

Определяем эквивалентную нагрузку

, [2, гл6., §2]

где     - коэффициент безопасности, =1,4; [2, табл. 6.3]

- температурный коэффициент, =1; [2, табл. 6.4]

Определяем требуемую долговечность подшипника

где  L – требуемая долговечность подшипника, млн. об.; С – грузоподъемность подшипника, ; RЭ. – эквивалентная нагрузка, Н.  p – показатель степени , для роликоподшипников = 3.3

где  Lh – требуемая долговечность, ч; L – требуемая долговечность подшипника, млн. об.; n – частота вращения двигателя, об/мин.

Из последнего неравенства следует, что подшипник годен.

3. 8. УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

   3.8.1. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ БЫСТРОХОДНОГО ВАЛА

Рис. 13. Эпюра моментов на быстроходном валу

Так как вал сделан вместе с шестерней, выбираем для него ту же марку стали, что и для шестерни:

Сталь 40Х с механическими характеристиками:

Сечение А-А.

Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Определение коэффициента запаса прочности s и сравнение его с допустимым [s]

;

Коэффициент запаса прочности

,

где -  - предел выносливости при симметричном цикле кручения;  ; - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений по табл. 8.2 [1], =1,68;  - масштабный фактор для нормальных напряжений по табл.8.8, [1] =0,89;  - амплитуда цикла нормальных напряжений ; =0,1;  - момент сопротивления кручению.

,

где - -полярный момент сопротивления сечения вала

При d=26 мм, b=10 мм, =5 мм

Большой запас прочности  свидетельствует о том, что участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются достаточно прочными.

Сечение Б-Б.

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом

Осевой момент сопротивления

Амплитуда нормальных напряжений

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б

3.8.2. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ПРОМЕЖУТОЧНОГО ВАЛА

Рис. 14 . Эпюра моментов на промежуточном  валу

Сталь 40Х с механическими характеристиками:

Так как вал сделан вместе с шестерней, выбираем для него туже марку стали что и для шестерни:

Сечение А-А

Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

-результирующий изгибающий момент в рассматриваемом сечении, -осевой момент сопротивления сечения вала по табл.8,5 [1],

,

тогда при d=45 мм, b=12 мм, =5 мм

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

,

где -  - предел выносливости при симметричном цикле кручения; для углеродистых конструкционных сталей; - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений по табл. 8.2 [1], =1,68;  - масштабный фактор для нормальных напряжений по табл.8.8, [1] =0,6;  - амплитуда цикла нормальных напряжений;

- момент сопротивления кручению.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б

3.8.3. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ВЫХОДНОГО ВАЛА

Рис. 15 . Эпюра моментов на выходном  валу

Сталь 40Х с механическими характеристиками:

Сечение А-А

Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

- результирующий изгибающий момент в рассматриваемом сечении, -осевой момент сопротивления сечения вала по табл.8,5 [1],

,

тогда при d=75 мм, b=22 мм, =9 мм

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

,

- момент сопротивления кручению.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

Сечение Б-Б

Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

;

,

где - -полярный момент сопротивления сечения вала

При d=65 мм, b=20 мм, =11 мм

Сечение В-В

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом

Осевой момент сопротивления

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения В-В

3.9.ВЫБОР СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ И ЗАЦЕПЛЕНИЯ

Для смазывания подшипников качения применяют жидкие и пластичные смазочные материалы.

Назначение жидкой смазки подшипников приемлемо при окружной скорости колес v>1м/с.

Для передач при окружных скоростях в зацеплении v<12м/с применяют картерное смазывание – окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса. Объем масла определяют из расчета (0,4…0,8) л/кВт. При мощности двигателя 4 кВт, объем заливаемого масла будет составлять .

Цилиндрические передачи смазывают высоковязкими маслами без присадок или с добавлением противоизносных присадок. Примем масло индустриальное И-40А.

3.10. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Для соединения валов с деталями, передающими вращение, применяют шпонки.

На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические с плоскими торцами по ГОСТ 23360-78 [1, табл. 8.9].

Материал шпонок - сталь 45 – нормализация.

Соединение проверяют на смятие:

,

где Т – крутящий момент на валу; d – диаметр вала в месте установки шпонки, мм; h – высота шпонки, мм; t1 – глубина паза под шпонку в валу, мм; [σ]см – допускаемое напряжение смятия, [σ]см =100…120 МПа, l – длина шпонки.

Расчет шпонки входного вала:

Т1=33,45·103 Н·мм; bxh=8х7; l=42мм; t1=4 мм; d=26 мм;

Расчет шпонки под колесом промежуточного вала:

Т2=146·103 Н·мм; bxh=14х9; l=30мм; t1=5.5 мм; d=45 мм;

Расчет шпонки выходного конца тихоходного вала:

Принимаем длину выходного конца быстроходного вала 80 мм.

Т3=638,7·103 Н·мм;  bxh =16х10; l=80 мм; t1= 6 мм; d=55 мм;

.

Расчет шпонки под колесом тихоходного вала:

Т3=638,7·103 Н·мм; bxh=20х12; l=70 мм; t1=7.5 мм; d=75 мм;


3.11.. РАЗМЕРЫ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА

Размеры основных элементов корпуса высчитываем по  формулам [1, табл. 10.2], представленным в таблице 8.

Таблица 8

Основные элементы корпуса из чугуна

Параметры

Формула

Значение, мм

Толщина стенки: корпуса

крышки

δ=0,025аw+1≥8 мм

δ1=0,02аw+1≥8 мм

8

8

Толщина верхнего пояса корпуса

b= 1,5δ

12

Толщина нижнего пояса крышки корпуса

b1= 1,5δ1

12

Толщина нижнего пояса корпуса

р=2,35δ

18

Толщина ребер основания корпуса

m=(0,85…1)δ

8

Диаметр фундаментных болтов

    d1=(0,03…0,036)aw+12

20

Диаметр болтов:

у подшипников

соединяющих основание корпуса с крышкой

d2=(0,7…0,75)d1

d3=(0,5…0,6)d1

16

10

Основание корпуса и крышку фиксируют относительно друг друга двумя коническими штифтами по ГОСТ 3129 – 70 [1, табл. 10.5].

3.12..КОНСТРУИРОВАНИЕ КРЫШЕК

Закладные крышки широко применяют в редукторах, имеющих плоскость разъема корпуса по осям валов. Эти крышки не требуют специального крепления к корпусу резьбовыми деталями. Они удерживаются кольцевым выступом, для которого в корпусе протачивают канавку. Чтобы обеспечить сопряжение торцов выступа крышки и канавки корпуса по плоскости, на наружной цилиндрической поверхности крышки перед торцом выступа делают канавку шириной b.

Наружный диаметр крышки выполняют с такими отклонениями, при которых в сопряжении с корпусом крышка образует очень малый зазор,  препятствующий вытеканию масла из  корпуса.

Толщину стенки δ принимают по табл. 6.13(2) в зависимости от диаметра отверстия под подшипник.

Рис. 16. Эскиз закладных крышек на входном валу

Основные геометрические параметры крышек:

Рис. 17. Эскиз закладных крышек на промежуточном валу

Рис. 18. Эскиз закладных крышек на выходном валу

Обычно крышки делают из чугуна. Однако с целью повышения прочности резьбы закладную крышку с резьбовым отверстием делаем из стали.


4.. НАЗНАЧЕНИЕ ПОСАДОК

Посадки основных деталей редуктора назначаются согласно методическим указаниям №2781

Примеры применения

Посадки

Зубчатые и червячные колеса на вал при тяжелых ударных нагрузках

Н7/г6

Зубчатые , червячные колеса и зубчатые муфты на валы. Венды червячных колес на центр

Н7/р6

Конические шестерни и колеса при частом демонтаже

Н7/т6

Стаканы под подшипники качения, распорные втулки в корпусе

H7/h6

Распорные, мазеудерживающие кольца на валы

Н8/h8

Крышки подшипниковых узлов привертные и закладные в корпус

H7/h8

Кольцевой выступ закладной крышки подшипника в канавку в корпусе

Hll/hll

Муфты фрикционные, кулачковые и др. (кроме зубчатых) на валы

Н7/n6

Шкивы и звездочки на валы

H7/js8; H7/h6

Внутренние кольца шариковых подшипников на валы (поле допуска вала)

k6

То же, роликовых

k6; m6

Наружные кольца подшипников качения в корпус или стакан (поле допуска отверстия)

Н7

Шпонки в пазы вала

P9/h9

Шпонки в пазы ступицы

Js9/h9; D10/h9

Резиновые манжеты на валы (поле допуска вала)

hll;d9


5.. ПОДБОР МУФТ

Для соединения быстроходного вала редуктора с валом электродвигателя применим муфту упругую с торообразной оболочкой 100-2-28-1 по ГОСТ 20884-93 с параметрами: T=63 Hм, d=26 мм, D=150 мм, D1=145 мм, D2=120 мм, B=44 мм, h=9 мм, c=2 мм.

Проверяем муфту на возможность использования в данном приводе:

,

где - ТНОМ – момент на входном валу;

К1 – коэффициент ответственности передачи. Его принимают в зависимости от серьезности последствий, вызванных поломкой муфты, К1=1…1,8; принимаем К1=1;

К2 – коэффициент режима работы. При значительных колебаниях нагрузки К2=1,5;

[T] – допускаемое значение передаваемого вращающего момента.

Следовательно, выбранная муфта подходит для использования в данном приводе.

Рис.19. Муфта упругая.

Для соединения выходного вала редуктора с приводным валом применим зубчатую муфту 1000-100-1 по ГОСТ 5006-83ми с параметрами: T=1000 Hм, d=55 мм, D=270 мм, D1=200 мм, D2=145 мм.

Проверяем муфту на возможность использования в данном приводе:

,

где - ТНОМ – момент на выходном валу;

К1 – коэффициент ответственности передачи. Его принимают в зависимости от серьезности последствий, вызванных поломкой муфты, К1=1…1,8; принимаем К1=1;

К2 – коэффициент режима работы. При значительных колебаниях нагрузки К2=1,5;

[T] – допускаемое значение передаваемого вращающего момента.

Следовательно, выбранная муфта подходит для использования в данном приводе.

Рис.20. Муфта зубчатая.


6. СБОРКА РЕДУКТОРА

1. Метод сборки. Редуктор собираем по сборочному чертежу. Принимаем наиболее прогрессивный метод сборки – поузловой.

На сборку идут детали, соответствующие требованиям рабочих чертежей и нормативно-технической документации и принятые техническим контролем.

2. Узел смотровой крышки. В резьбовое отверстие крышки смотрового люка вкручивается ручка крышки с отдушиной.

3. Узел быстроходного вала. Подготовленные к установке роликовые подшипники, нагретые в масляной ванне до , устанавливаются на вал.

4. Узел промежуточного вала.

Подготовленные к установке  роликовые подшипники, нагретые в масляной ванне до , устанавливаются на вал.

В шпоночный паз вала устанавливается призматическая шпонка и напрессовывается прямозубое колесо до упора в бурт.

4. Узел тихоходного вала. В шпоночный паз вала устанавливается призматическая шпонка и напрессовывается цилиндрическое колесо до упора в бурт.

Аналогично быстроходному и промежуточному валам устанавливаются роликоподшипники №32215.

5. Узлы валов. В подготовленный к сборке корпус редуктора, (окрашенный изнутри – маслостойкой краской, снаружи – серой нитроэмалью) в гнезда подшипников устанавливаются собранные узлы валов, в шпоночный паз промежуточного вала устанавливается призматическая шпонка и напрессовывается прямозубое зубчатое колесо Плоскость разъема корпуса и крышки покрываются герметиком и устанавливается крышка корпуса. Основание корпуса и крышку фиксируют относительно друг друга двумя коническими штифтами, устанавливаемыми без зазора до расточки гнезд под подшипники.

6. Подшипники. В подшипниковые гнезда устанавливаются распорные втулки и нажимные диски для регулировки подшипников. Устанавливаются  закладные подшипниковые крышки с манжетами на быстроходном и тихоходном валах.

7. Масло. В резьбовое отверстие корпуса устанавливается маслоспускная пробка. Через смотровой люк заливается масло.

8. Смотровой люк. Смотровой люк закрывают крышкой с прокладкой и закрепляют 6 болтами М10x36-6gx14.58.016.

10. Регулировка. Редуктор подвергается регулировке и обкатке по программе, устанавливаемой техническими условиями.

7. ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ

1.Перед включением привода проверить изоляцию на силовых кабелях, питающих двигатель.

2.Проверить отсутствие заклинивания подшипников (все валы должны проворачиваться от руки).

3.Привод должен быть закреплен на сварной раме.

4.Привод должен содержаться в чистоте

.

5.Привод должен быть заземлен.

6.Перед разборкой или ремонтом привода отключить питание электродвигателя.


8.. БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1.Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Машиностроение. – 1988.- 416с.

2.Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Курсовое проектирование. М.: Высшая школа,-1984.-336с.

3.БаранцовВ.Я., Зайцева Т.Г. Методика расчета зубчатых и червячных редукторов в курсовом проектировании. Кафедра ПМ, Липецк. –1991.

4.Зайцева Т.Г., Халеев В.И. Методические указания к курсовому проектированию по курсу «Прикладная механика» для студентов немеханических специальностей вечерней и дневной форм обучения. Кафедра ПМ.- Липецк. – 1991.

5.БаранцовВ.Я., Зайцева Т.Г. Методические указания к разработке и оформлению курсового проекта по прикладной механике. Кафедра ПМ.- Липецк. – 1988.


EMBED AutoCAD.Drawing.15  

EMBED KOMPAS.FRW  

EMBED KOMPAS.FRW  

EMBED KOMPAS.FRW  

EMBED KOMPAS.FRW  

EMBED KOMPAS.FRW  

EMBED KOMPAS.FRW  

EMBED KOMPAS.FRW  


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

39427. Разработка линии связи между ОП1 (Гомель) и ОП2 (Мозырь) через ПВ (Наровля) 281 KB
  В состав оборудования ИКМ120 входят: оборудование вторичного временного группообразования ВВГ конечное оборудование линейного тракта ОЛТ необслуживаемые регенерационные пункты НРП а также комплект контрольноизмерительных приборов КИП. Сформированный в оборудовании ВВГ цифровой сигнал в коде МЧПИ или ЧПИ HDB3 или MI поступает в оконечное оборудование линейного тракта которое осуществляет согласование выхода оборудование ВВГ с линейным трактом дистанционное питание НРП телеконтроль и сигнализацию о состоянии оборудования линейного...
39429. МНОГОКАНАЛЬНЫЕ СИСТЕМЫ ПЕРЕДАЧИ (цифровые) 1.6 MB
  Таблица 2 – Основные параметры системы передачи Параметр Значение параметра Число организуемых каналов Скорость передачи информации кбит с Тип линейного кода Амплитуда импульсов в линии В Расчетная частота кГц Номинальное затухание участка регенерации дБ Номинальное значение тока ДП мА Допустимые значения напряжения ДП В Максимальное расстояние ОРПОРП Максимальное число НРП между ОРП Максимальное число НРП в полу секции ДП 1. Для размещения НРП необходимо определить номинальную длину участка регенерации lном. Число НРП между...
39430. Цифровые системы передачи (ЦСП) 322.5 KB
  Целью данного курсового проекта является формирование у студентов твердых теоретических знаний в области современных систем телекоммуникаций а также приобретение ими практических навыков и умений по технической эксплуатации и техническому обслуживанию цифровых систем передачи работающих на сети связи Республики Беларусь. Задачи курсового проектирования: изучение основ теории цифровых систем передачи и принципов построения образованных на их базе каналов передачи для видов первичных электрических сигналов телефонных телеграфных звукового...
39432. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ЦИФРОВОЙ ЛИНИИ ПЕРЕДАЧИ. Расчет напряжения дистанционного питания 106.5 KB
  Расчет вероятности ошибки. Расчет затухания участков регенерации Для проверки правильности предварительного размещения НРП необходимо определить вероятность ошибки которая зависит от величины защищенности.3 Расчет вероятности ошибки. Расчет допустимой вероятности ошибки Переходные помехи и собственные шумы корректирующих усилителей приводят к появлению ошибок в цифровом сигнале которые вызывают искажение передаваемой информации.
39433. ЦИФРОВЫЕ И МИКРОПРОЦЕССОРНЫЕ УСТРОЙСТВА 2.49 MB
  наук Ц75 Цифровые и микропроцессорные устройства : методические указания и задания к курсовому проекту для студентов специальностей 245 01 03 – Сети телекоммуникаций 245 01 02 – Системы радиосвязи радиовещания и телевидения. УДК ББК ISBN Учреждение образования Высший государственный колледж связи 2011 ВВЕДЕНИЕ Курсовой проект по дисциплине Цифровые и микропроцессорные устройства выполняется студентами специальностей 2–45 01 02 Системы радиосвязи радиовещания и телевидения 2–45 01 03 Сети телекоммуникаций третьего курса...
39434. МНОГОКАНАЛЬНЫЕ СИСТЕМЫ ПЕРЕДАЧИ (ЦИФРОВЫЕ) ЦСП 591.5 KB
  Выбор и характеристика системы передачи. В большинстве промышленно развитых стран осуществляется массовый выпуск цифровых систем передачи ЦСП использующих принципы импульснокодовой модуляции ИКМ и предназначенных для организации многоканальной передачи по городским соединительным линиям между АТС а также по междугородным линиям связи. В нашей стране применяется аппаратура для городских телефонных сетей обеспечивающих организацию 30 каналов ТЧ первичная система передачи ИКМ30 аппаратура для городских и зоновых...
39435. Создание качественных каналов и связи на направлении Брест-Кобрин-Пинск 314.5 KB
  В состав аппаратуры ИКМ120у входят: аналогоцифровое оборудование формирования стандартных первичных цифровых потоков АЦО оборудование вторичного временного группообразования ВВГ оконечное оборудование линейного тракта ОЛТ необслуживаемые регенерационные пункты НРП. В состав аппаратуры входят: оборудование вторичного временнго преобразования ВВГ оконечное оборудование линейного тракта ОЛТ необслуживаемые регенерационные пункты НРП а также комплект контрольноизмерительных приборов КИП. Оконечное оборудование линейного тракта...