68819

ПРИВОД КОНВЕЙЕРА

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Привод – устройство для приведения в действие двигателем различных рабочих машин. Энергия, необходимая для приведения в действие машины или механизма, может быть передана от вала двигателя непосредственно или с помощью дополнительных устройств (зубчатых, червячных, цепных, ременных и др. передач).

Русский

2014-09-26

551.5 KB

3 чел.

Министерство науки и образования РБ
Белорусский национальный технический университет
Кафедра: ”Детали машин, ПТМ и М ”
Группа № 109329
ПРИВОД КОНВЕЙЕРА
Пояснительная записка
        Разработала:
      Студентка                                               Костюк Т.М.
        Консультант                                           Ким В.П.
2002
Содержание:
Стр.     
   1. Описание устройства привода и исходные  данные к проектированию.
   2. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт.
               2.1 Выбор электродвигателя.
               2.2 Кинематический расчёт.
   3. Расчёт передач.
               3.1 Расчёт ременной передачи.
               3.2 Расчёт прямозубой цилиндрической передачи.
4. Предварительный расчёт диаметров валов.
5. Предварительный подбор подшипников.
6. Выбор и проверочный расчёт муфты.
7. Нагрузки валов редуктора.
8. Расчётные схемы валов редуктора.
           8.1 Расчётная схема ведущего вала при работе на 1-й передаче.
          8.2 Расчётная схема ведущего вала при работе на 2-й передаче.
          8.3 Расчётная схема ведомого вала при работе на 1-й передаче.
          8.4 Расчётная схема ведомого вала при работе на 2-й передаче.
9. Расчёт валов на статическую прочность.
10. Расчёт валов на выносливость.
          10.1 Расчёт ведущего вала.
          10.2 Расчёт выходного вала.
11. Проверочный расчёт подшипников.
                  11.1 Расчёт подшипников ведущего вала.
                  11.2 Расчёт подшипников ведомого вала.
12. Выбор и проверочный расчёт шпоночных и шлицевых соединений.
                  12.1 Выбор и расчёт шпоночных соединений.
                12.2Выбор и проверочный расчёт шлицевых соединений.

    13.Выбор способа смазывания передач и подшипников.                                                                              13.1 Смазывание зубчатого зацепления.

                       13.2 Смазывание подшипников.

       14.Разработка компоновочной схемы.

15. Расчет элементов корпуса редуктора.
16. Проектирование механизма управления.
17. Расчёт размеров для контроля взаимного положения разноименных профилей.
18. Расчёт на ЭВМ.
19. Назначение посадок, шероховатости, допусков формы и расположения поверхности.

                19.1 Выбор посадок.

                                 19.2 Шероховатость поверхности.

                    19.3 Допуски формы и расположения поверхности.

    20. Краткое описание сборки редуктора.

Список литературы.
Приложения
1. Описание устройства привода и исходные данные к проектированию.

Спроектировать привод по схеме.

                                                                                                                  

Привод  устройство для приведения в действие двигателем различных рабочих машин. Энергия, необходимая для приведения в действие машины или механизма, может быть передана от вала двигателя непосредственно или с помощью дополнительных устройств (зубчатых, червячных, цепных, ременных и др. передач).

Привод состоит из:  1) двигателя; 2) муфты; 3) прямозубой передачи;

4) ременной передачи.

  Двигатель служит для сообщения системе энергии (крутящего момента).

Муфта служит для соединения валов, передачи крутящего момента и для компенсации не соосности валов. Кроме того муфты служат для включения (отключения) механизмов при постоянно работающем двигателе (управляемые), предохранение механизмов от поломок при перегрузках (предохранительные), уменьшение динамических нагрузок (упругие). Часто муфты выполняют одновременно несколько функций.  

Зубчатая передача – трехзвенный механизм, в котором два подвижных звена являются зубчатыми колесами, образующими с неподвижным звеном вращательную или поступательную пару. Особенностями зубчатых передач являются: постоянство мгновенного передаточного числа, большие передаточные числа, возможность передачи больших мощностей (десятки тысяч киловатт), большие окружные скорости (до 150 м/с), высокая надежность и долговечность работы, передача энергии между валами, как угодно расположенными в пространстве, малые габариты, высокий к.п.д. Недостатки: необходимость высокой точности изготовления колес, особенно высокоскоростных передач, большая стоимость изготовления, шум, вибрация.   

Редуктором  называется  механизм,  состоящий  из  зубчатых  или  червячных  передач  выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала      двигателя  к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники, муфты и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания или устройства для охлаждения.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного задания. Наиболее распространены горизонтальные редукторы. Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми и круговыми зубьями. Корпус чаще всего выполняют литым чугунным, реже сварным - стальным. Валы  монтируются на подшипниках качения или скольжения. Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редукторов всех типов обусловлен общей компоновкой привода.

Спроектированный в настоящем курсовом  проекте  редуктор соответствует условиям технического задания.

Редуктор нереверсивный. Он может применяться в приводах быстроходных конвейеров, транспортеров, элеваторов, других рабочих машин.

Конструкция редуктора отвечает техническим и сборочным требованиям. Конструкции многих узлов и деталей редуктора учитывают особенности среднесерийного производства.

В работе над курсовым проектом широко применялась стандартизация и унификация.

2. Выбор электродвигателя и кинематический

расчёт.

2.1 Выбор электродвигателя.

Электродвигатель выбираем по требуемой мощности. Требуемая мощность двигателя

Ртр = Р4 / общ ;

Ртр - требуемая мощность двигателя

Р4 – мощность на выходе.

Определяем общий привода

общ = р.п.*п2*з.п.* муф. = 0,95*0,992*0,98*0,98 =0,894224

где з.п. - к.п.д. зубчатой цилиндрической передачи, принимаем 0.98;

     р.п - КПД ременной передачи, принимаем 0,95.

      муф - к.п.д. муфты, принимаем 0.98;

 п - к.п.д. подшипников, для одной пары подшипников качения принимаем 0.99  (табл. 2.1 [8]).

Ртр = Р4 / общ = 6,3/0,894224= 7,045 кВт

Определяем необходимую асинхронную частоту вращения двигателя.

Общее передаточное число

U = Uц.п * Uр.п                          nдв.= U * n4

Пусть  Uц.п = 3   и   Uр.п = 3, тогда U = 3 * 3 = 9

nдв.= 9 * 112 = 1008 мин-1

Из таблицы 2.4 [1] выбираю двигатель асинхронный с короткозамкнутым ротором обычного исполнения тип 4А132М6 со следующими параметрами:

  •  Мощность Рдв. = 7,5 кВт;

  -    частота вращения n = 1000 мин-1;

  •  S-скольжение. S = 3,2 %

Определяем общее передаточное число редуктора uобщ:

uобщ = nас.дв/n4                       и          uобщ = nас.дв/n4  ;

где  nас.дв= n(1-S) = 1000 (1- 0,032)= 968 мин-1;

uобщ = 968/112 = 8,64                        uобщ = 968/125 = 7,744

Выбираем такие uц.п  и  uц.п , чтобы

 uобщ/u = uобщ/u’                            8,64/ u = 7,744/ u

Принимаем u =3,15    u’= 2,8

Uр.п = 8,64/3,15 = 2,74

                                                     

2.2Кинематический расчёт привода.

Кинематический расчет привода – заключается в определении мощностей, чисел оборотов и крутящих моментов на каждом из валов:

1.Определение частот вращения валов привода:

n1 = nдв = nас.дв = 968 мин-1

n2 = nас.дв/uр.п=968 / 2,74 = 353,285  мин-1

n3 = n2/uц.п= 353,285 / 3,15 = 112,15 мин-1      по условию  n3 = 112 мин-1

погрешность = 0,137 %

n3 = n2/uц.п = 353,285 / 2,8 = 126,173 мин-1  по условию  n3 = 125  мин-1

  погрешность = 0,937 %. Что допустимо.

2. Определение мощностей на валах.

Р1дв.= 7,045 кВт

Р2тр.р.п.*п = 7,045*0,95*0,99 = 6,626  кВт

Р3= Р2.*п*ц.п.* муф= 6,626*0,99*0,98*0,98 = 6,3  кВт

3.Крутящие моменты на валах привода.

Тдв. = Т1= 9,55*103 Р1/n1= 9,55*103*7,045 / 968 =69,5 Н*м

Т2 = 9,55*103 Р2/n2 = 9,55*103*6,626 / 353,285  = 177 Н*м

Т3 = 9,55*103 Р3/n3 = 9,55*103*6,3 / 112 = 537,188 Н*м

Т3 = 9,55*103 Р3/n3 = 9,55*103*6,3 / 125 = 481,32 Н*м

Полученные значения сводим в таблицу 2.2.1

Таблица 2.2.1

Номер вала

n,мин-1

Т, Н*м

N,кВт

1

968

69,5

7,045

2

353,285  

177

6,626  

3

112

537,188

6,3  

3’

125

481,32

6,3  

3. Расчёт передач.

3.1 Расчёт ременной передачи.

По условию дана передача зубчатым ремнём. Исходные данные:

  •  мощность Р1.= 7,045 кВт
  •  передаточное число ременной передачи u = 2,74
  •  частота вращения  n = 968 мин-1

Определяем модуль m (стр.47[8])

 m = 35√P1/n1 = 35√7,045/968 = 6,78 мм

По ГОСТ (табл.3.14[1]) принимаем  m = 7,0 мм

Zmin= Z1 = 22

d1 = m*z1 = 7*22 = 154 мм

   Z2 = u* Z1 =22*2,74= 60,76       Округляем до 60

   d2 = m*z2 =7*60 = 420 мм

С целью уменьшения размеров передачи заменим её на передачу поликлиновыми ремнями.

    Расчёт производим в соответствии с методикой предложенной в источнике [2] (стр. 154).

Результаты сводим в таблице 3.1.1

Таблица 3.1.1

п/п

Определяемый параметр.

Расчётные зависимости.

1.

Момент на быстроходном валу.

Т1=69,5 Н*м

2.

Сечение ремня.

при Т1=69,5 Н*м сечение Л

3.

Диаметр меньшего шкива d1

d1=30,3 3√ Т1 = 30,3 3√ 69,5 = 124,577 мм

4.

Нормализованное значение d1

d1= 125 мм

5.

Диаметр большего шкива d2

d2 = u* d1=2,74*125 = 342,5 мм

6.

Нормализованное значение d2

d2 = 335 мм . Погрешность передаточного числа 2%.

7.

Уточнённая частота вращения ведомого вала n2

n2=d1n1(1-ξ)/d2= 125*968(1-0,02)/ 335 = 357,582 мин-1

8.

Скорость ремня v 

V= π d1n1/60000 =3,14*125*968/ 60000 = 6,332 м/с

9.

Межосевое расстояние а

amin= 0,55(d1+ d2) + h = 0,55(125+335) + 4,85 = 257,85 мм

amax= 2(d1+ d2) =2(125+335) = 920 мм

Принимаем  a = 500 мм


Продолжение таблицы 3.1.1

10.

Длина ремня, l

l= 2а+π(d1+d2)/2 + (d2d1)2/4а = =1828 мм

Пусть l=1850 мм  

11.

Уточнённое межосевое расстояние, а.

а=[ 2l - π(d1+d2) + √[2l - π(d1+d2)]2-8(d2d1)2]/8 = 553,95 мм

12.

Наименьшее расстояние анаим., необходимое для надевания ремня

анаим= а – 0,013l = 553 - 0,013 * 1850 = 475,95 мм

13.

Наибольшее расстояние анаиб., необходимое для компенсации вытяжки.

анаиб.= а + 0,03l =553 - 0,03*1850= =524,05 мм

14.

Коэффициент динамичности и режима нагрузки Cp

Cp = 1,0

15.

Угол обхвата α˚

α˚= 180º- (d2d1)57º/а = 142,799º

16.

Коэффициент угла обхвата Сα

Сα =1 - 0,003(180º- α˚)= 0,888

17.

Исходная длина lo

lo= 1600 мм

18.

Относительная длина ремня l/lo

l/lo= 0,875

19.

Коэффициент длины ремня Cl

Cl = 0,96

20.

Исходная мощность No 

No= 5,9 кВт

21.

Допускаемая мощность на 10 рёбер

[N]=( NoСα Cl + ∆Ni)=5,553 кВт

22.

Число рёбер z

Z= 10N/[N]=12,687

Принимаем z=12

23.

Сила предварительного натяжения ремня с числом рёбер = 12

So= 780N/ vСα Cp + q10zv2/10 = 998,937

24.

Сила, действующая на валы

Q= 2 Sosin (α˚/2)= 1893,516

Шкивы поликлиновых передач(табл. 8.18[3]). Р=4,8; S=5,5; lt= 6,6; l=4,85; r1=0,5; r2max=0,4; ∆=2,4; dp= 3,5; x=1,26

Наружный диаметр шкива

DH=D-2∆=125-2*2,4= 121,2 мм

Ширина шкива

В=Р(z-1)+2S= 4,8(12-1) + 2*5,5 = 63,8 мм

φ= 40˚

3.2 Расчёт прямозубой цилиндрической передачи.

Определение числа циклов перемены напряжений. Наиболее нагруженной в приводе парой колес является Z1 - Z2, поскольку эта пара имеет наибольшее передаточное число (u = 3,15) и наименьшую частоту вращения колеса n3 = 112 мин-1. Срок службы передачи (см. гл. 6. ч. 1)

Lh = 24kсут365 kгод Lгод = 24*0,25*365*0,7*5 = 7665 часов.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений (см. (6.33) ч. 1[8]) при расчете на контактную прочность активных поверхностей зубьев для колеса Z2:

NNE = 60 n3 (Lh1 + 0,53 Lh1) =60*112(7665*0,5+ 0,53*7665*0,5) = 2,897*107  циклов.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете зубьев на выносливость при изгибе

NFE = 60 n3 (Lh1 + 0,56 Lh1) =60*112(7665*0,5+ 0,56*7665*0,5)= 2,6*107  циклов.

Для зубчатой передачи Z1 -  Z2.

Исходные данные: Т2=179,114 Нм – вращающий момент на шестерне;

                                Т3 = 538,19 Нм – вращающий момент на колесе;

                                n2= 353,2 мин-1 – частота вращения шестерни;

                                n3 = 112 мин-1– частота вращения колеса;

                                U=3,15 – передаточное число;

По рекомендациям из справочных таблиц принимаем для изготовления шестерни  Сталь 45ХН с закалкой ТВЧ,  колеса передачи с внешним зацеплением Сталь 45Х с закалкой ТВЧ со следующими механическими характеристиками:

Шестерня HRC 50.

 σв = 981 МПа.

                                                            σт =784 МПа.

                                        Колесо HRC 45.

 σв = 981 МПа.

                                                            σт =784 МПа.

σHlimb = 17 HRC + 200.

для шестерни:  σHlimb1 = 17* 50 + 200= 1050 МПа.                                         

         для колеса:        σHlimb2 = 17 * 45 + 200= 965   МПа.                                                                              

            σFlimb = 550…600

        для шестерни:  σFlimb1= 560 МПа.                                         

        для колеса:        σFlimb2  = 580 МПа.                                                                               

По рис. 6.21[1] принимаем базовое число циклов при  HRC 50.

NNE = 8*107 циклов.

- коэффициент запаса прочности;

= 0,978 - коэффициент долговечности;

Допускаемое напряжение:

[σ]р = σHlimb* KHL*0,9/SF

т.к. NHE > NHO то значения коэффициента долговечности принимаем: KHL = 1

[σ]р1 = 770 МПа

[σ]р2 =802,4 Мпа.

Напряжения изгиба:

[σ]FP = σFlimb* KFL* KFC /SF

т.к NFO> NFE то KFL =1 и SF= 1,4-1,7

[σ]FP1 = 560*1,1/1,4 = 407,32 МПа

[σ]FP2 = 580*1,1/1,4= 414,28 МПа

Определяем размеры передачи.

Ka = 495   коэф. для стальных прямозубых колес

ba = 0,2…0,8  коэф. ширины колеса ba = 0,4

bd = 0,5ba*(uз+1) = 0,105*(3,15+1) = 0,222  

по П25 KH  1,1 и так найдем межосевое расстояние aw:

aw Ka*(uз+1)=495*(3,15 + 1)*0,097 =199,417 мм 

по ГОСТу aw = 200 мм

Определяем модуль считая его одинаковым для обеих пар колёс.

m = 2a/Σz = 2*200/100 = 4 мм

Уточняем межосевое расстояние:

а = m* Σz /2 = 200 мм

Определяем размеры венцов колёс при Х1 = 0 и при  Х2 = 0.

Определяем делительные диаметры d, диаметры вершин зубьев da, и диаметры впадин df шестерни и колеса:

шестерня     колесо

d1 = m*Z1 = 4*24 = 96 мм  d2 = m*Z2 = 4*76 =304 мм

da1 = d1+2m = 96+8 =104 мм  da2 = d2+2m = 304+8 = 312 мм

df1 = d1-2,5m =96-10 =86 мм df2 = d2-2,5m = 304-2,5*4 = 394 мм

Ширина венцов b = a*aw = 0,105*200 = 21 мм

Определение окружной скорости передачи Vп:

Vп = *n2*d1/60000 = 3,14*353,2*96/60 = 1,77 м/с

По таблице 2 выбираем 9-тую степень точности.

Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям

Расчётное значение контактного напряжения:

σH = 742,82 Условие выполняется.

Проверка зубьев по напряжениям изгиба

Расчётное напряжение изгиба:

в зубьях колеса

в зубьях шестерни

где  ; - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений;

      Определяем отношения

414,28/3,8 = 106,22                 для шестерни

414,28/3,59= 114,12                  для колеса.

Таким образом расчёты ведём по шестерне.

Вычисляем окружную силу Ft:

Ft = Pтр/Vп =7045/1,77 = 3,98*103 Н

ZM = 274*103 Па1/2    по таб. П22

  [1,88-3,2(1/Z1+1/Z2)]cos = 1,64

Ze = == 0,78

= b2*sin/(mn) = 72*sin160 36//3,14*2,5 = 2,62 > 0,9

по таб. П25 KH = 1,05

по таб. П24 KH = 1,05

по таб. П26 KHV = 1,01

коэф. нагрузки KH = KH*KH *KHV = 1,11

Проверяем контактную выносливость зубьев:

GH=ZH*ZM*Ze=742,82 МПа

GH≤ [GH], значит условие выполняется.

Расчёт передачи Z3 -  Z4.
Материалы и напряжения теже,что и у Z1 -  Z2.
Аw = 200мм, m = 4мм.
Определяем число зубьев:
 Z3= d1/m=105,26/4 = 26,3 Принимаем Z3=26
Z4= Z2*u=2,8*27 = 72,8 Принимаем Z3=74

Определяем делительные диаметры d, диаметры вершин зубьев da, и диаметры впадин df шестерни и колеса:

шестерня     колесо

d3 = m*Z3 = 4*26 = 104 мм  d4 = m*Z4 = 4*74 =296 мм

da3 = d3+2m = 104+8 =112 мм  da4 = d4+2m = 296+8 = 304 мм

df3 = d3-2,5m =104-10 =94 мм df4 = d4-2,5m = 296-2,5*4 = 286 мм

Аw =(d3+d4)/2 =200мм

Определение окружной скорости передачи Vп:

Vп = *n3*d3/60000 = 3,14*353,2*104/60000 = 1,922 м/с

По таблице выбираем 9-тую степень точности.

Проверяем контактную выносливость зубьев:

GH=ZH*ZM*Ze=766,22 МПа≤ 770 МПа.

GH≤ [GH], значит условие выполняется.

Вычисляем окружную силу Ft:

Ft = Pтр/Vп =7045/1,922 = 3,67*103 Н

ZM = 274*103 Па1/2      [1,88-3,2(1/Z1+1/Z2)]cos = 1,64

Ze = == 0,78

= b2*sin/(mn) = 72*sin160 36//3,14*2,5 = 2,62

Расчётное напряжение изгиба:

в зубьях колеса

в зубьях шестерни

где  ; - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений;

      

     - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба;

     - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

 

GF= 156,55МПа  

Условие выполняется.

4. Предварительный расчёт диаметров валов.

Выбор материала валов согласно рекомендациям [1].

Для быстроходного и тихоходного валов принимаем материал: сталь 45 с термообработкой – улучшение;

    твердость заготовки 240...270 HB,  МПа;  МПа;  МПа допускаемое напряжение на кручение  .

Геометрические параметры валов:

Предварительные диаметры ведомого вала :  

под муфтой (по табл.): dм = 52 мм

под зубчатыми колёсами по формуле:

d3 = 3√Т4 103/0,2[τ] = 51,2 мм

принимаем:                           d3 =  52мм                           

под подшипники  и манжетные уплотнения принимаем конструктивно:

 dп = 55 мм

Предварительные диаметры ведущего вала :

Под блок зубчатых колёс       d2 = 3√Т3 103/0,2[τ] = 35,51 мм

                  принимаем:                           d2 =  48 мм                           

под подшипники dп =  40мм

Диаметры остальных участков вала назначаются конструктивно, с учетом размеров стандартных деталей насаживаемых на вал.

5. Предварительный подбор подшипников.

По таблицам 5.33 [1] для входного вала принимаем: подшипник 36208 ГОСТ 831-75; лёгкой серии с d = 40мм, D = 80мм, b = 18мм.

Для выходного вала: принимаем подшипник 36211 ГОСТ 831-75; лёгкой

серии с d = 55мм, D = 100мм, b = 21мм.

               В последующем расчёте валов размеры могут изменяться.

6.Выбор и проверочный расчёт муфты.

Выбор муфты осуществляется по расчётному моменту:

Тр.= к*Тном,

Где к - коэффициент режима работы. По табл. 17.1 [6] принимаем к=1,5.

Тр.=1,5*538,2 = 807,3 Н*м

По табл. 17.1 [4](ГОСТ 5006-94) в соответствии с заданием на выходной вал редуктора устанавливаем муфту зубчатую 1400-50.11 УЗ

Параметры муфты:

Номинальный вращающий момент Тном = 1400 Н*м;

Посадочный диаметр на вал d = 50 мм;

Длина муфты    L = 145 мм;

Ширина зубчатого венца b = 15 мм;

Число зубьев    z = 38;

Модуль зацепления    m = 2,5 мм.

Работоспособность зубчатой муфты оценивается по условию износостойкости:                                                              

Р= Тр/(0,9bm2z2)≤ [p],

Где р – давление на поверхности зубьев;

[p] – допускаемое давление;

[p] = 12…15 Мпа.

Р= 807,3*103/(0,9*15*2,52*382) = 6,6 МПа≤ [p].

Условие износостойкости выполняется.

13. Выбор способа смазывания передач и подшипников.

                                                      

       Для тихоходных и среднескоростных редукторов смазки зубчатого зацепления осуществляется погружением зубчатого колеса в маслянную ванну кратера, обьем которой Vk=0,6Р3 =1,8 л.          V  = 1,08 м/с

Масло И-100А, которое заливается в кратер редуктора с таким расчетом, чтобы зубчатое колесо погрузилось в масло не более чем на высоту зуба.

13.1. Смазывание зубчатого зацепления.

 

Так как у нас редуктор общего назначения и окружная скорость не превышает 12,5 м/с, то принимаем способ смазывания - окунанием. Принимаем для смазывания масло И-Г-С-68 ГОСТ 17479.4-87. Контроль уровня масла осуществляется при помощи круглого маслоуказателя. Для замены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой. Внутренняя полость корпуса сообщается с внешней средой посредством установленной на крышку отдушины. Заливка масла осуществляется путем снятия крышки корпуса.

13.2. Смазывание подшипников.

Для смазывания подшипников принимаем жидкие материалы. Смазывание происходит за счет смазывания зубчатых колес окунанием, разбрызгивания масла, образования масляного тумана и растекания масла по валам. Для этого полость подшипника выполняется открытой внутрь корпуса.

14.Разработка компоновочной схемы.

Прежде чем приступить к вычерчиванию компоновочной схемы необходимо рассчитать основные параметры зубчатых передач, предварительно просчитать диаметры валов, подобрать размеры подшипников.

Наибольшее расстояние между центрами подшипников обусловливается монтажными и осевыми размерами деталей, посаженных на 2 валу. Поскольку это расстояние оказывается большим 350 мм, на одной из опор устанавливается радиальный шариковый подшипник (плавающая опора), на второй — два шариковые радиально-упорные подшипника. По найденным осевым и радиальным размерам деталей, а также монтажным размерам (расстояния между различными деталями) вычерчивается компоновочная схема.

Вычерчивание компоновочной схемы следует начинать с вычерчивания линий осей валов. Затем изображаются контуры блока зубчатых колёс и шестерён. В результате предварительной компоновки деталей на валах ориентировочно получаем необходимые расстояния между плоскостями действия сил. Диаметр вала рассчитывается более точно по эквивалентному моменту только после вычерчивания развертки, необходимой для составления расчетных схем.

15. Расчет элементов корпуса редуктора.

Корпус редуктора выполняем литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412-79.

Для удобства сборки корпус выполняем разборным. Плоскость разъема проходит через оси валов, что позволяет использовать глухие крышки для подшипников. Плоскость разъема для удобства обработки располагаем параллельно плоскости основания. Верхнюю поверхность крышки, служащую технологической базой для обработки плоскости разъема, также выполняем горизонтальной.

Для соединения корпуса и крышки редуктора по всему контуру плоскости разъема выполняем фланцы. Фланцы объединены с приливами для подшипников.

Для соединения крышки с корпусом используются болты с наружной шестигранной головкой,

Для предотвращения взаимного смещения корпусных деталей при растачивании отверстий под подшипники и обеспечения точного расположения их при повторных сборках, крышку фиксируем относительно корпуса двумя коническими штифтами.

Толщина стенки корпуса   0,025aw+1…5 мм =5+1…5 мм                                   =  8 мм   

Толщина стенки крышки корпуса 1  0,02aw+1…5 мм = 4 +1…5 мм

1= 7 мм

Толщина верхнего пояса корпуса s  1,5 = 12 мм 

Толщина нижнего пояса корпуса t  (2…2,5) = 12…25 мм

t = 16мм

Толщина ребер жесткости корпуса C  0,85 

С = 7 мм

Диаметр фундаментных болтов dф  (1,5…2,5) = 9…25 мм

dф= 18 мм

Ширина нижнего пояса корпуса К2 2,1 dф  

К2= 42 мм

Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой dk  (0,5…0,6)dф 

dk = 10мм

Толщина пояса крышки s1  1,51 

s1= 11 мм

Ширина пояса соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников     K  3dk =30 мм                      

Диаметр болтов для подшипников dkп  0,75dф 

dkп = 14 мм

Диаметр болтов для крепления крышек подшипников

dп  (0,7..1,4) = 4,2…14 мм   

d= d =10 мм

Диаметр обжимных болтов можно принять 8…16 мм

Диаметр болтов для крышки смотрового окна

dkc =  6…10 мм = 8мм

Диаметр резьбы пробки для слива масла

dпр  (1,6…2,2) = 9,6…22 мм

dпр=12мм

Длины выходных концов быстроходного и тихоходного валов:

l1  (1,5…2)dB1 =60 мм  

l2  (1,5…2)dB2 = 80 мм

16. Проектирование механизма управления.
Управление работой коробки скоростей осуществляется следующим образом. Передвижение зубчатого колеса производится рычагом, сидящим на одном уровне с рукояткой управления. При повороте рычага конец его описывает дугу радиусом R и камень, находящийся в пазу зубчатого колеса, смещается относительно оси последнего. Чтобы уменьшить смещение камня относительно оси радиус рычага принимают равным:
 R= А1+а = 70 + 5 = 75 мм
а ≤ 0,3 h= 0,3*18 = 6мм         где h - высота камня.
Переводные камни изготавливают из антифрикционного чугуна, серого чугуна и т.д.
Размеры переводного камня (стр. 198 табл.46 [3]).
ВХ4 = 12,   h=22 мм, S = 6 мм, d= 6 мм.
17. Расчёт размеров для контроля взаимного положения разноименных профилей.
Для колеса  2:
Для расчёта длины общей нормали цилиндрических колёс используют условное число зубьев (стр. 131 [7]):
Zy = Z*K,
Где K =
Тогда Zy =
Как правило, Zy получается не целое число. Поэтому вводится поправочный коэффициент Wy .
Wy = 0,0149 (Z’y - Zy),
       Где Zy  целая часть условного числа зубьев.
Wy =                                             
Тогда номинальная длина общей нормали определяется по формуле:
W* = (W + Wy + 0,684Х) * m,
W - длина общей нормали при m = 1 мм.
Х  - коэффициент радиального смещения = 0.
W* =
Действительная длина общей нормали определяется:
W = (W* - Еwms) – Тwm,
Еwms – наименьшее отклонение от общей длинны нормали.
Еwms = Еwms + Еwms = 100 + 45 = 145 мкм = 0,145 мм
Тwm – допуск на среднюю длину общей нормали.
Тwm = 90 мкм = 0,090 мм
W =                                                .
Аналогично находим действительную длину общей нормали и для колеса 4.
Zy = Z*K =                  ,
Wy = 0,0149 (Z’y - Zy) =                      ,
Еwms = Еwms + Еwms = 100 + 45 = 145 мкм = 0,145 мм
Тwm = 90 мкм = 0,090 мм
W* = (W + Wy + 0,684Х) * m =   
19. Назначение посадок, шероховатости, допусков формы и расположения поверхности.

19.1 Выбор посадок.

                  Для сопряжений редуктора назначаем следующие посадки:

- Посадки под подшипник:

        L0/k6 посадка внутреннего кольца с валом.

        H7/l0 посадка наружного кольца с корпусом.

- Посадка под крышки подшипников с корпусом редуктора   H7/h9.

- Посадка участка вала под манжетное уплотнение d9.

- Посадка под  зубчатые колёса с валом H7/p6.

Посадки зубчатых колес ;

Посадки подшипников по внутреннему кольцу К6;

Посадки по наружному кольцу подшипников Н7;

Посадки муфт ;

Посадки крышек .

Посадки стаканов .

19.2 Шероховатость поверхности.

            Шероховатость рабочих контуров детали, поверхностей после смятия, несопрягаемых частей оснований, отверстия под проход болтов равна Ra = 12,5 мкм. Нерабочие торцы зубчатых колёс имеют  шероховатость Ra =6,3 мкм. У посадочных мест под подшипники Ra = 0,32 мкм.

19.3 Допуски формы и расположения поверхности.

Погрешности формы и расположения поверхности возникают при обработке деталей, вследствие деформаций оборудования, инструмента и деталей, неоднородности материала, заготовки и других причин.

Численные значения отклонений приведены по [8, табл. 16.4.2-16.4.5 с. 271-272].

20. Краткое описание сборки редуктора.

Сборку редуктора производят  в соответствии со сборочным чертежом.

Для обеспечения допуска расположения и формы посадочных отверстий под подшипники, при изготовлении крышку быстроходной ступени устанавливают на штифты и производят расточку посадочных отверстий под подшипники. Аналогично поступают при установке крышки редуктора.

Сборка редуктора осуществляется в следующей последовательности: на быстроходном валу при помощи шлицевого соединения крепим блок зубчатых колёс, с левой и правой стороны насаживаем мазеудерживающие кольца, подшипники. Устанавливаем собранный вал в посадочные места корпуса редуктора и закрываем выходные концы валов крышками.

Сборку тихоходного вала выполняют следующим образом: закрепляют два зубчатых колеса, с левой и правой стороны насаживаем мазеудерживающие кольца, подшипники, всё это устанавливается в посадочные места редуктора, и концы валов закрываем крышками.

Закрываем собранный редуктор крышкой, центрирование которой осуществляем при помощи двух штифтов. В соответствующие отверстия устанавливаем болты, на них навинчиваем гайки и затягиваем их.

Для транспортировки редуктор отсоединяют от электродвигателя, снимая муфту. Затем с помощью подъемника транспортируют в нужное место. При этом обязательно нужно пользоваться (во избежание несчастных случаев) предусмотренными для этого в крышке редуктора рым. болтами.

Список литературы:

  1.   Детали машин: Атлас конструкций/Под ред. Д.Н. Решетова. - М.: Машиностроение, 1979. - 367 с.
  2.   Детали машин в примерах и задачах/Под общ. ред. С.Н. Ничипорчика. - 2-е изд. -  Мн.: Вышэйшая школа, 1981. - 432 с.
  3.   Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 1978. - 352 с.
  4.   Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для  машиностроит. спец. техникумов. - 2-е изд., перераб. и доп. - Высш. шк., 1990. - 399 с.
  5.   Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.: Высшая школа, 1975. - 511 с.
  6.   Кузьмин А.В. Расчеты деталей машин: Справочное пособие/А.В. Кузьмин и др. - Мн.: Вышэйшая школа, 1986 - 208 с.
  7.  Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование: Учеб. Пособие – Мн.: УП “Технопринт”, 2001.-290 с.
  8.  Курсовое проектирование деталей машин: справ. пособие. Часть 1/ А. В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др. Мн.: выш. Школа, 1982.  
  9.  Курсовое проектирование деталей машин: справ. пособие. Часть 2/ А. В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др. Мн.: выш. Школа, 1982.  
  10.  Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебн. пособие для техникумов. - М.: Высшая школа, 1991. - 432 с.

ПРИЛОЖЕНИЯ.



БНТУ 303359.061 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Разраб.

Костюк Т.М.

Привод конвейера.

Пояснительная записка.

Лит.

Лист

Листов

Провер.

Ким И.П.

1

Реценз.

гр. 109329

Н. Контр.

Утверд.

БНТУ 303359.061 ПЗ

Лист

2

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

БНТУ 303359.061 ПЗ

Лист

3

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Лист

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

БНТУ 303359.061 ПЗ

Лист

4

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

БНТУ 303359.061 ПЗ

Лист

5

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Лист

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Лист

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

БНТУ 303359.061 ПЗ

Лист

6

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

БНТУ 303359.061 ПЗ

Лист

7

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

БНТУ 303359.061 ПЗ

Лист

8

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

БНТУ 303359.061 ПЗ

Лист

9

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

БНТУ 303359.061 ПЗ

Лист

10

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Лист

11

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

БНТУ 303359.061 ПЗ

Лист

12

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

БНТУ 303359.061 ПЗ

Лист

13

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

БНТУ 303359.061 ПЗ

Лист

14

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Лист

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

БНТУ 303359.061 ПЗ

Лист

15

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Лист

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

БНТУ 303359.061 ПЗ

Лист

37

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

БНТУ 303359.061 ПЗ

Лист

38

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

БНТУ 303359.061 ПЗ

Лист

39

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Лист

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

БНТУ 303359.061 ПЗ

Лист

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Лист

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

БНТУ 303359.061 ПЗ

Лист

40

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

БНТУ 303359.061 ПЗ

Лист

41

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

БНТУ 303359.061 ПЗ

Лист

42

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

БНТУ 303359.061 ПЗ

Лист

45

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Лист

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

БНТУ 303359.061 ПЗ

Лист

46

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

БНТУ 303359.061 ПЗ

Лист

47

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

БНТУ 303359.061 ПЗ

Лист

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Поз.
обозн.

Наименование

Кол.

Примечание

БНТУ 303359.061 ПЗ

Лист

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Поз.
обозн.

Наименование

Кол.

Примечание

БНТУ 303359.061 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Разраб.

Костюк Т.М.

Редуктор.

Лит.

Лист

Листов

Провер.

Ким В.П.

31

31

Реценз.

гр. 109329

Н. Контр.

Утверд.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

21288. Методологія IDEF 387 KB
  Методологія IDEF Сімейство стандарту IDEF На даний момент до сімейства IDEF [ІДЕФ] можна віднести такі стандарти: IDEF0 методологія функціонального моделювання. За допомогою наочного графічного мови IDEF0 що розробляється система постає перед проектувальниками у вигляді набору взаємозалежних функцій функціональних блоків у термінах IDEF0. Як правило моделювання засобами IDEF0 є першим етапом вивчення будьякої системи; IDEF1 методологія моделювання інформаційних потоків усередині системи що дозволяє відображати і аналізувати їх...
21289. Відношення між класами 407 KB
  Відношення між класами Вступ Крім внутрішнього пристрою або структури класів на відповідній діаграмі вказуються різні відносини між класами. Базовими відносинами або зв'язками в мові UML є: Відношення залежності dependency relationship Ставлення асоціації association relationship Відношення узагальнення generalization relationship Ставлення реалізації realization relationship Кожне з цих відносин має власне графічне подання на діаграмі яке відображає взаємозв'язки між об'єктами відповідних класів. На діаграмі класів дане...