48872

Расчет привода дискового питателя

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Расчет коэффициента нагрузки.16 Расчет коэффициентов нагрузки.1 Определение общего КПД привода ηобщ – общий КПД привода Применим следующую формулу для определения общего КПД привода дискового питателя

Русский

2014-01-07

842.5 KB

38 чел.

Содержание.

Техническое задание ………………………………………………..………..….  3

Кинематическая схема механизма………………………………..……………... 4

Определение общего КПД привода…………………………………..…………..5

Выбор электродвигателя…………………………………………….………..…..5

Определение общего передаточного числа………………………..………….....6

Определение мощности, частоты вращения и момента для каждого вала …... 6

Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходной ступени…...…………………………...………………………………………….....7

Расчет коэффициента нагрузки………..…………….………………………….....11

Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи……………….……….12

Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступени…………………………………….…………………………...…………..16

Расчет коэффициентов нагрузки…………………………….…………………...19

Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи тихоходной ступени .20

Расчет звёздочек тяговой цепи…………………………………………….….….24

Определение диаметров валов…………………………………………….……..24

Выбор подшипников качения…………………………………………….……...25

Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость………………………...…………..….27

Расчет шпоночного соединения………………………………………………....30

Расчет резьбового соединения…………………………………………………..31

Выбор муфт………………………………………………………………….…....31

Выбор посадок зубчатых колес, подшипников………………………………...32

Смазка зубчатых зацеплений и подшипников………………………………….33

Сборка редуктора…………………………………………………………….…..33

Приложения…………………………………………….………………………...34

Список литературы…………………………………………………….………...35

1.Техническое задание.


Кинематическая схема механизма.


1.Кинематический расчет передачи

1.1 Определение общего КПД привода

               

ηобщ – общий КПД привода

Применим следующую формулу для определения общего КПД привода  дискового питателя:

ηобщм1быстртихм2подш=, где

ηм1=0,99 – КПД муфты 1

ηбыстр=0,97 – КПД быстроходной ступени

ηтих=0,97 – КПД тихоходной ступени

ηм2=0,99 – КПД муфты 2

ηподш=0,99 – КПД опоры вала

Значение  используемых коэффициентов полезного действия найдем с помощью [1] табл. 1.2

1.2 Выбор электродвигателя.

, где

номинальная окружная нагрузка на звёздочках [H];

скорость цепи [м/сек];

кВт

    Определим мощность электродвигателя:

, где

предварительная расчетная мощность [кВт]

кВт;

Определим частоту вращения:

, где

-диаметр звёздочки

мм

шаг цепи конвеера,

мм

число зубьев звездочки

скорость цепи,

.

Определим общее передаточное число:

;

;

;

.

Из таблицы 1.1 выбираем электродвигатель АИРХ 132 М 8 об/мин, кВт, мм.

1.3 Определение общего передаточного числа.

по таблице 2.2

По рисунку 2.2 определяем .

. Принимаем .

. Принимаем .

1.4 Определение мощности, частоты вращения и момента для каждого вала.

Таблица 1.

Р, кВт

n,

Т, мин

2.Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходной ступени.

Таблица 2.

Колесо Z2

Шестерня Z1

Сталь 40ХН

улучшение

НВ2 = 269…302

НВ2ср = (269+302)/2=285,5

σ T = 630 МПа

nз2=1

Сталь 40ХН

улучшение, закалка ТВЧ сквозная с охватом впадины.

НRC = 48…53

НRC1ср = (48+53)/2 = 50,5

σ T = 750 МПа

nз1=1

Определяем коэффициенты приведения. Режим с периодической нагрузкой заменяем на постоянный, эквивалентный по усталостному воздействию, используя коэффициент приведения КЕ.

КНЕ – коэффициент приведения для расчета на контактную прочность

К– коэффициент приведения для расчета на изгибающую прочность

 

КНЕ2 = 0,18

КFЕ2 = 0,06

КНЕ1 = 0,18

КFЕ1 = 0,04

Число циклов перемены напряжений.

NG – число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости.

NHG – число циклов перемены напряжений, для расчета на контактную выносливость (определяем по рис. 4.3 [1]).

NFG – число циклов перемены напряжений для расчета передачи на изгибную выносливость (принимаем независимо от твердости материала рабочих поверхностей зубьев)

NHG2 = 20*106

NFG2 = 4*106

NHG1 = 100*106

NFG1 = 4*106

Суммарное время работы передачи

t=20000 по условию

Суммарное число циклов напряжения.

t - суммарное время работы передачи

n2 – частота вращения колеса

nз2 – число вхождений в зацепление зубьев колеса за 1 оборот

N∑2 – суммарное число циклов напряжения колеса

nз1 – число вхождений в зацепление зубьев шестерни за 1 оборот

Эквивалентное число циклов перемены напряжения

А) контактная выносливость

Б)  изгибная выносливость

Определение предельных допускаемых напряжений для расчетов на прочность.

Н]max и [σF]max - предельные допускаемые напряжения

σт – предел текучести материала

МПа

МПа

МПа

МПа

Определение допускаемых напряжений для расчета на контактную выносливость.

Н]= [σ0]Н*(NHG/ NHE)1/6<[σН]max ,где

0]Н – допускаемое контактное напряжение при неограниченном ресурсе передачи

Н]max – предельное допускаемое контактное напряжение

0]Н2=(2*НВср+70)/SH 0]Н1=(17*НRCпов+200)/SH

SH- коэффициент безопасности

МПа

Принимаем меньшее значение :

МПа

Определение допускаемых напряжений для расчета на изгибную выносливость.

[σ]F=[σ0]F*(4*106/ N) 1/9< [σ]Fmax, где

0]F0F/SF  

σ0F – длительный предел изгибной выносливости

SF – коэффициент безопасности

0]F – допускаемое напряжение изгиба при неограниченном ресурсе передачи

[σ]Fmax – предельное допускаемое напряжение изгиба

МПа

МПа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений колес или шестерни.

3. Расчет коэффициентов нагрузки.

Коэффициент нагрузки находим по формулам:

При расчете на контактную выносливость КННβНυ

При расчете на изгибную выносливость КF, где

КНβ и К – коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца

КНυ и К – коэффициент динамической нагрузки

Для прирабатывающейся цилиндрической косозубой передачи значение Кβ определяется из выражения:

Кβ= Кβо(1-х)+х, где

КНβо = 3и Кo=2,4выбираем по [1] таблицам 5.2 и5.3 в зависимости от схемы передач, твердости рабочей поверхности зубьев и относительной ширины шестерни: b/d=0.5Ψa(U +1), где

Ψa=0,4– коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

U = 4,5– заданное передаточное число (+1) для внешнего зацепления.

Х=0,6 – коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колес.

принимаем

Значение коэффициента динамичности нагрузки Кυ выбираем по [1] таблице 5.6 и 5.7 в зависимости от окружной скорости, точности изготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев.

Для определения окружной скорости воспользуемся формулой:

м/с, где

n1=750 мин –1 – частота вращения

сυ=1600 – коэффициент, учитывающий влияние термообработки на свойства материала зубчатого колеса

T – крутящий момент

U – заданное передаточное число

Ψa – коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

Для вычисленной окружной скорости рекомендуется восьмая степень точности, которую выбираем по [1] из таблицы 5,5

КНυ=1,01 и К=1,03

4. Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи быстроходной ступени.

Основные размеры зубчатой передачи определяем из расчета на контактную выносливость.

Значение межосевого расстояния:

, где

8500 – коэффициент определяемый выражением ZM ZH ZΣ0.7 (см. ГОСТ 21354-75 «Расчет на прочность»)

Т2 – номинальный крутящий момент на валу колеса

U – заданное передаточное число

КН – коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость

КНα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] рис. 6.2);

[σ]Н- допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость

Ψa = 0,4 – коэффициент ширины зубчатых колес передачи

мм

Принимаем мм из ряда Ra 40 по ГОСТ 6636-69

Рабочая ширина венца.

Рабочая ширина колеса: мм

Ширина шестерни:мм

Модуль передачи.

, принимаем

мм

H

мм

Полученное значение модуля mn=0,9 округляем до ближайшего большего значения mn=1 по ГОСТ 9563-60

Суммарное число зубьев и угол наклона зубьев.

Число зубьев шестерни Z1 и колеса Z2.

Фактическое значение передаточного числа.

отличается от на 0,6% что < 4%.

Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.

А) зуб колеса:

, где

Т2 – номинальный крутящий момент на валу колеса

KF = 1,648 – коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость

K= 0,91 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] таб.6.4)

YF2 = 3,63 – коэффициент формы зуба ([1] таб. 6,2)

Значение YF выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев Zv

Y β – коэффициент учитывающий наклон зуба

b2 – рабочая ширина колеса

mn – модуль

а – межосевое расстояние

U – заданное передаточное число

[σ]F2=293,7 МПа  - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

МПа

Б) зуб шестерни:

МПа, где

σF2 =217 МПа – напряжение при расчете зубьев на изгибную выносливость

YF1=3,75– коэффициент, учитывающий форму зуба

[σ]F1=371,4286 МПа – допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

Определение диаметров делительных окружностей d.

мм

мм

Выполним проверку полученных диаметров.

d2+ d1=2а

36,181+ 163,819 = 200=2а - верно

Диаметры окружностей вершин и зубьев и впадин зубьев df и da:

1 = d1 + 2 mn = 36,181+ 2 = 38,181мм

dа2 = d2 + 2 mn = 163,819 + 2 = 165,819 мм

df1 = d1 - 2 ,5mn = 36,181+ 2,5 = 33,681мм

df2 = d2 - 2,5 mn = 163,819 - 2,5 = 161,319 мм

Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработки заготовок.

Шестерни проверяем по значениям D, а колеса по S.

Наружный диаметр заготовки шестерни:

D = da1 + 6 = 38,181+ 6 = 44,181мм < D=125 мм

Толщина сечения обода колеса:

S = 8m = 8 * 1= 8 мм < S = 80 мм, следовательно требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработки заготовки.

Силы, действующие на валы зубчатых колес.

Окружная сила:

Н

Радиальная сила:

Н

Осевая сила:

Н

5. Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступени.

Колесо Z4

Шестерня Z3

Сталь 40ХН

улучшение

НВ2 = 269…302

НВ2ср = (269+302)/2=285,5

σ T = 630 МПа

nз2=1

Сталь 40ХН

улучшение, закалка ТВЧ сквозная с охватом впадины.

НRC = 48…53

НRC1ср = (48+53)/2 = 50,5

σ T = 750 МПа

nз1=1

Определяем коэффициенты приведения. Реакцию с периодической нагрузкой заменяем на постоянный, эквивалентный по усталостному воздействию, используя коэффициент приведения КЕ.

КНЕ – коэффициент приведения для расчета на контактную прочность

К– коэффициент приведения для расчета на изгибающую прочность

 

КНЕ4=0,18

КFЕ4=0,06

КНЕ3=0,18

КFЕ3=0,04

Число циклов перемены напряжений.

NG – число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости.

NHG – число циклов перемены напряжений, для расчета на контактную выносливость.

(определяем по рис. 4.3 [1])

NFG – число циклов перемены напряжений для расчета передачи на изгибную выносливость (принимаем независимо от твердости материала рабочих поверхностей зубьев)

NHG4=20*106

NFG4=4*106

NHG3=100*106

NFG3=4*106

Суммарное время работы передачи

t= 20000 по условию

Суммарное число циклов напряжения.

t - суммарное время работы передачи

n4 – частота вращения колеса

nз4 – число вхождений в зацепление зубьев колеса за 1 оборот

N∑4 – суммарное число циклов напряжения колеса

nз3 – число вхождений в зацепление зубьев шестерни за 1 оборот

Эквивалентное число циклов перемены напряжения

А) контактная выносливость

 

Б)  изгибная выносливость

Определение предельных допускаемых напряжений для расчетов на прочность.

Н]max и [σF]max - предельные допускаемые напряжения

σт – предел текучести материала

МПа

МПа

МПа

МПа

Определение допускаемых напряжений для расчета на контактную выносливость.

Н]= [σ0]Н*(NHG/ NHE)1/6<[σН]max ,где

0]Н – допускаемое контактное напряжение при неограниченном ресурсе передачи

Н]max – предельное допускаемое контактное напряжение

0]Н4=(2*НВср+70)/SH 0]Н3=(17*НRCпов+200)/SH

МПа

МПа

Принимаем меньшее значение :

МПа

Определение допускаемых напряжений для расчета на изгибную выносливость.

[σ]F = [σ0]F * (4 * 106/ N) 1/9 <  [σ]Fmax, где

0]F0F/SF  

σ0F – длительный предел изгибной выносливости

SF – коэффициент безопасности

[σ]F – допускаемое напряжение изгиба при неограниченном ресурсу передачи

[σ]Fmax – предельное допускаемое напряжение изгиба

МПа

МПа

6. Расчет коэффициентов нагрузки.

Коэффициент нагрузки находим по формулам:

А) При расчете на контактную выносливость КННβНυ

Б) При расчете на изгибную выносливость КF, где

КНβ и К – коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца

КНυ и К – коэффициент динамической нагрузки

Относительная ширина шестерни:

b/d=0.5Ψa(U +1), где

Ψa=0,4 – коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

U =4– заданное передаточное число (+1) для внешнего зацепления

Кβ= Кβо(1-х)+х, где

КНβо = 1,1 и Кo = 1,16

Х=0,6 – коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колес.

Значение коэффициента динамичности нагрузки Кυ выбираем по [1] таблице 5.6 и 5.7 в зависимости от окружной скорости, точности изготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев.

Для определения окружной скорости воспользуемся формулой:

м/с, где

n2=166,6667 мин –1 – частота вращения промежуточного вала редуктора

сυ=1600 – коэффициент, учитывающий влияние термообработки на свойства материала зубчатого колеса

T3 – крутящий момент

U – заданное передаточное число

Для вычисленной окружной скорости рекомендуется восьмая ступень точности, которую выбираем по [1] из таблицы 5,5

КНυ=1,01 и К=1.03

7. Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи тихоходной ступени .

Основные размеры зубчатой передачи определяем из расчета на контактную выносливость.

Значение межосевого расстояния:

, где

8500 – коэффициент определяемый выражением ZM ZH ZΣ0.7 (см. ГОСТ 21354-75 «Расчет на прочность»)

Т3 – номинальный крутящий момент на валу колеса

U – заданное передаточное число

КН – коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость

КНα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] рис. 6,2);

[σ]Н- допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость

Ψa = 0,4 – коэффициент ширины зубчатых колес передачи

мм

Полученное значение  округляем до  значения =160 мм из ряда Ra 40 по ГОСТ 6636-69

Рабочая ширина венца.

Рабочая ширина колеса: мм

Ширина шестерни: мм

Модуль передачи.

, принимаем

мм

Н

мм

Полученное значение модуля mn=1,556 округляем до ближайшего большего значения mn=2 по ГОСТ 9563-60

Суммарное число зубьев и угол наклона зубьев.

β =  >  =βmin

Число зубьев шестерни Z3 и колеса Z4.

Фактическое значение передаточного числа.

Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.

А) зуб колеса:

, где

Т3 – номинальный крутящий момент на валу колеса

KF=1.0959 – коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость

K=0,91 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] таб.6.2)

YF4=3.63 – коэффициент формы зуба ([1] таб. 6,2)

YF3=3,8– коэффициент формы зуба ([1] рис. 6,2)

Значение YF выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев Zv

Y β – коэффициент, учитывающий наклон зуба

b4 = 64 – рабочая ширина колеса

mn = 2– модуль

а = 160 – межосевое расстояние

U  = 4 – заданное передаточное число

[σ]F4 = 308,0788 МПа  - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

Б) зуб шестерни:

МПа, где

Определение диаметров делительных окружностей d.

мм

мм

Выполним проверку полученных диаметров.

d2+ d1=2а

64+256=320=2а верно

Диаметры окружностей вершин  и впадин зубьев df и da:

3= d3+2 mn=мм

4= d4+2 mn=мм

df3= d3-2,5 mn=мм

df4= d4-2,5 mn=мм

Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовок.

Шестерни проверяем по значениям D, а колеса по S.

Наружный диаметр заготовки шестерни:

D=da3+6=68 + 6 = 74 мм < D=125 мм

Толщина сечения обода колеса:

S = 8m = 8 *2= 16 мм < S=80 мм, следовательно требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработки заготовки.

Силы действующие на валы зубчатых колес.

Окружная сила:

H

Радиальная сила:

Н

Осевая сила:

Н

8.Расчет звёздочек тяговой цепи.

Определим основные размеры звездочек для тяговой цепи:

Делительный диаметр:

мм;

P = 125-шаг цепи;

Z =9-число зубьев звёздочки.

Диаметр окружности выступов :

мм

Диаметр окружности впадин :

где

мм;

мм.

Ширина зуба:

мм;

9. Определение диаметров валов.

Диаметры различных участков валов редуктора определим по формулам:

  1.  для быстроходного вала


мм

принимаем d=28мм

мм, принимаем мм

мм, принимаем мм

  1.  для промежуточного вала

мм , принимаем мм

мм , принимаем мм

мм , принимаем мм

  1.  для тихоходного вала

мм , принимаем мм

мм , принимаем мм

мм , принимаем мм

мм

10. Выбор подшипников качения.

I. Для быстроходного вала редуктора выберем роликоподшипники радиальные. Для него имеем:  – диаметр внутреннего кольца,  – диаметр наружного кольца,  – ширина подшипника,  – динамическая грузоподъёмность,  – статическая грузоподъёмность,  – предельная частота вращения при пластичной смазке. На подшипник действуют:–,  – радиальная сила. Частота оборотов . Требуемый ресурс работы .

II. Для промежуточного вала редуктора выберем роликоподшипники радиальные. Для него имеем:  – диаметр внутреннего кольца,  – диаметр наружного кольца,  – ширина подшипника,  – динамическая грузоподъёмность,  – статическая грузоподъёмность,  – предельная частота вращения при пластичной смазке. На подшипник действуют:  – радиальная сила. Частота оборотов . Требуемый ресурс работы .

III. Для тихоходного вала редуктора выберем роликоподшипники радиально-упорные конические. Для него имеем:  – диаметр внутреннего кольца,  – диаметр наружного кольца,  – ширина подшипника,  – динамическая грузоподъёмность,  – статическая грузоподъёмность,  – предельная частота вращения при пластичной смазке. На подшипник действуют:  – осевая сила,  – радиальная сила. Частота оборотов . Требуемый ресурс работы .

Найдём:  – коэффициент безопасности ;  – температурный коэффициент ;  – коэффициент вращения .

Определяем эквивалентную нагрузку .  Находим коэффициент осевого нагружения . Проверим условие, что : .Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки  и коэффициента осевой динамической нагрузки .

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку .

Рассчитаем ресурс принятого подшипника: , или , что удовлетворяет требованиям.

IV. Для приводного вала возьмём шарикоподшипник радиально-упорный двухрядный. Для него имеем  – диаметр внутреннего кольца подшипника,  – диаметр наружного кольца подшипника,  – ширина подшипника,  – динамическая грузоподъёмность,  – статическая грузоподъёмность.

11. Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость.

Проведём расчёт тихоходного вала.

  1.  

Действующие силы: ,– окружные, ,– осевая, ,– радиальная,  – крутящий момент.

,,,, ,.

Определим реакции опор в вертикальной плоскости.

1. , , . Отсюда находим, что .

2. , , . Получаем, что .

Выполним проверку: , , ,. Следовательно вертикальные реакции найдены верно.

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.

3. , , , получаем, что .

4. , , , отсюда .

Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций: , ,  ,  По эпюре видно, что самое опасное сечение вала находится в точке , причём моменты здесь будут иметь значения: , .

Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности , значение которого можно принять . При этом должно выполняться условие, что , где  – расчётный коэффициент запаса прочности,  и  – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, которые определим ниже.

Найдём результирующий изгибающий момент, как .

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 40Х) по табл. 10.2 лит. 3:  – временное сопротивление (предел прочности при растяжении);  и  – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении;  – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

Определим отношение следующих величин (табл. 10.9 лит. 3): , , где  и  – эффективные коэффициенты концентрации напряжений,  – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Также по табл. 10.4 лит. 3 найдём значение коэффициента влияния шероховатости  и по табл. 10.5 лит. 3 коэффициент влияния поверхностного упрочнения .

Вычислим значения коэффициентов концентрации напряжений  и  для данного сечения вала: , .

Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении: , .

Рассчитаем осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала: , где  – расчётный диаметр вала.

Вычислим изгибное и касательное напряжение в опасном сечении по формулам: , .

Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям: .

Для нахождения коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям  определим следующие величины. Коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений для данного сечения . Среднее напряжение цикла . Вычислим коэффициент запаса .

Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним его с допускаемым:  – условие выполняется.

12. Расчет шпоночного соединения.

В данном редукторе шпоночные соединения выполнены с использованием призматических шпонок. Соединение с такими шпонками напряженное, оно требует изготовления вала с большой точностью. Момент передается с вала ступиц узкими боковыми гранями шпонки. При этом возникают напряжения сечения σсм, а в продольном сечении шпонки напряжение среза τ.

У стандартных шпонок размеры b и h подобранны так, что нагрузку соединения ограничивают не напряжение среза, а напряжение смятия. Поэтому расчет шпонок проведем на напряжение смятия.

Рассчитаем шпоночное соединение наиболее нагруженного вала редуктора – тихоходного вала, где установлена шпонка 16х10х45 ГОСТ 23360-78.

, где

МПа.

Тогда , где 

σсм - расчетное напряжение смятия

Т – крутящий момент

dв- диаметр вала

lp – рабочая длина шпонки

h – высота шпонки

[ σсм] – допускаемое напряжение смятия

στ – предел текучести материала

Условия несмятия шпонки выполняются, следовательно шпонка выбрана правильно.

13.Расчёт резьбового соединения.

Проверим на срез резьбы соединение крышки подшипника с корпусом редуктора:

dст- диаметр стержня болта,

Нгол- высота головки болта ,

Z-количество болтов.

14. Выбор муфт.

Для передачи крутящего момента от вала электродвигателя к быстроходному валу и предотвращения перекоса вала выбираем муфту. Наиболее подходит упругая втулочно-пальцевая муфта, крутящий момент передается пальцами и упругими втулками. Ее размеры стандартизированы и зависят от величины крутящего момента и диаметра вала.

Для соединения концов тихоходного и приводного вала и передачи крутящего момента использовать предохранительную муфту с разрушающим элементом, которая, также обеспечивает строгую соосность валов и защищает механизм от перегрузок. Размеры данной муфты выбираются по стандарту, они зависят от диаметра вала и величины передаваемого крутящего момента.

Величина расчетного момента для предохранительной муфты:

;

;

ММ=(4,2Мном/2)*Uобщ=4,2*115/2*8,82=2130H*м.

Проверим на срез штифты:

,

; Z=2

F=T/d; Т=115Н*м; d=50мм=0,05м.

F=115/0,05=2300H;

15.Выбор посадок зубчатых колес, подшипников.

Стандарт СЭВ рекомендует применять преимущественно посадки в системе отверстия и в шестерни в системе вала. Применение системы отверстий предпочтительнее, поскольку при это сокращается номенклатура дорогих инструментов (калибров) для отверстия. Систему вала применяют при технологической целесообразности использования гладких валов, сопряженных с деталями, имеющими различные пределы отклонения.

По рекомендациям примем следующие посадки подшипников:

  •  для наружных колец H7/l6
  •  для внутренних колец L5/k6

Для установления шпонки в паз вала воспользуемся рекомендуемой СТ СЭВ 57-73 переходной посадкой P9/h9, а для установки шпонок крепления зубчатого колеса воспользуемся соответственно посадкой с зазором , Js9/h9.

16.Смазка зубчатых зацеплений и подшипников.

Смазочные материалы в машинах применяют с целью уменьшения интенсивности изнашивания, снижения сил трения, отвода от трущихся поверхностей теплоты, а также для предохранения деталей от коррозии. Снижение сил трения благодаря смазке обеспечивает повышение КПД машины, кроме того снижаются динамические нагрузки, увеличивается плавность и точность работы машины. Принимаем наиболее распространенное жидкое индустриальное масло И-40А.

Глубина погружения зубчатых колес в масло должно быть не менее 10 мм от вершин зубьев.

17.Сборка редуктора.

Применим радиальную сборку конструкции выбранного редуктора. Корпус редуктора состоит из 2-х частей с разъемом в плоскости осей зубчатых колес. Части корпуса фиксируются одна относительно другой контрольными штифтами. Эта конструкция характеризуется сложностью механической обработки. Посадочное отверстие под подшипники валов обрабатываются в сборе при половинах корпуса, соединенных по предварительно обработанным поверхностям стыка, или раздельно в обеих половинах, с последующей чистовой обработкой поверхности стыка.


Приложения.

Список  используемой литературы 

  1.  М.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991.
  2.  П.Ф. Дунаев, О.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин.
    М.: «Высшая школа», 1985.
  3.  В.И. Анурьев – Справочник коструктора –машиностроителя, т.1.
    М.: «Машиностроение», 1980.
  4.  В.И. Анурьев – Справочник коструктора –машиностроителя, т.2.
    М.: «Машиностроение», 1980.
  5.  В.И. Анурьев – Справочник коструктора –машиностроителя, т.3.
    М.: «Машиностроение», 1980.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

36353. Лингвистическое, методическое и организационное обеспечение САПР 10.66 KB
  Лингвистическое методическое и организационное обеспечение САПР. Также сюда относятся правовое обеспечение и защита данных на предприятии Организационное. Это обеспечение включает в себя положения инструкции приказы штатные расписания квалификационные требования и прочие документы регламентирующие организационную структуру подразделений проектной организации и взаимодействие их с комплексом средств автоматизированного проектирования.
36354. Назначение, принцип работы и типы газоанализаторов 11.77 KB
  Назначение газоанализаторов: измерять и контролировать концентрацию газов. В технологических процессах металлургического производства контролируется концентрация различных газов: горючие газы продукты сгорания защитные атмосферы газы технологических процессов вредные и взрывоопасные примеси и т. Контроль состава газов в ряде случаев дает возможность судить о правильности протекания технологического процесса. Например по составу колошникового газа в доменной печи ведется процесс плавки; скорость окисления углерода в жидкой ванне...
36355. Приведите и поясните методы линеаризации нелинейных функций 22.66 KB
  Обозначим параметры рабочей точки А: y0 y0 x0 x0 . Из этого уравнения вычтем уравнение статики и получим линейное ДУ описывающее состояние в системе при малых отклонениях в рабочей точке А. Величина этого отклонения определяется положением рабочей точки и видом нелинейности. Условия: Функция F должна обладать непрерывными частными производными по всем аргументам в окрестности рабочей точки.
36356. Системы логико-программного управления 10.85 KB
  Системы логикопрограммного управления. В таких СУ алгоритм управления заложен в самом регуляторе. Применяются в управлении сравнительно простыми детерминированными технологическими процессами которые не подвергаются существенным возмущениям в которых жестко определена последовательность технологических операций их длительность и поэтому есть возможность заранее сформировать всю программу управления объектом. Робот – классическая система логикопрограммного управления.
36357. Приведите методику линеаризации нелинейных дифференциальных уравнений 13.05 KB
  Если динамика элемента описывается линейным дифференциальным уравнением то этот элемент называется линейным если дифференциальное уравнение нелинейно то элемент называется нелинейным. Обычно линеаризация нелинейного уравнения производится относительно некоторого установившегося состояния элемента системы. Если дифференциальное уравнение элемента нелинейно изза нелинейности его статической характеристики то линеаризация уравнения сводится к замене нелинейной характеристики элемента x=фg некоторой линейной функцией x=gb. Аналитически эта...
36358. Приведите формулировки и поясните критерий устойчивости Найквиста для статических и астатических в разомкнутом состоянии САУ 111.43 KB
  Позволяет судить об устойчивости замкнутой системы по частотным свойствам разомкнутой системы ОПФ котй м. Следящая САУ ОПФ разомкнутой системы является статической: . Если разомкнутая система имеет ОПФ статического вида и устойчива то для асимптотической устойчивости замкнутой системы необходимо и достаточно чтобы годограф не охватывал точку 1 j0 при изменении частоты от 0 до ∞. Разомкнутая система имеет астатическую ОПФ: Нейтральная в разомкнутом состоянии система будет устойчива при...
36359. Математические модели объектов 12.39 KB
  Математические модели объектов. Математические модели являются частью математического обеспечения АСУТП и представляют собой описание объекта на формальном математическом языке уравнения формулы и т. Эти модели испся при оптимальном упри. По свойствам: статические модели позволяют рассчитывать параметры процесса без учета времени.
36360. Элементы математическое обеспечение САПР 13.31 KB
  По назначению и способам реализации математического обеспечения САПР делятся на: математические методы и построенные на их основе математические модели описывающие объекты проектирования формализованное описание технологии автоматизированного проектирования. При решении второй части должна быть описана вся логика технологии проектирования в том числе взаимодействие проектировщиков между собой на основе использования средств автоматизации. Эта задача решается на основе системного подхода и так как сейчас отсутствует теоретическая база для...
36361. Учет основного производства и контроль качества 35.9 KB
  Учет основного производства и контроль качества автоматизированная информационная система или АИС это совокупность различных программноаппаратных средств которые предназначены для автоматизации какойлибо деятельности связанной с передачей хранением и обработкой различной информации. Основное производство и контроль качества Финансовый учет Учет вспомогательного производства Движение ресурсов план производства и его выполнение план ремонтов строительство смет и затрат План и факт поставки договорные обязательства цены и ресурсы...