774

Проектирование механического привода к конвейеру

Курсовая

Производство и промышленные технологии

В проектируемом приводе используется двухступенчатый Планетарно-коническии горизонтальновертикальный редуктор. Быстроходная ступень - планетарная, тихоходная - коническая. Проектный расчет валов редуктора и подбор подшипников. Проектировочный тиходной коничесокой ступени.

Русский

2015-01-14

160 KB

8 чел.

МОСКОВСКИЙ АВТОМОБИЛЬНО-ДОРОЖНЫЙ

ИНСТИТУТ (ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ)

кафедра деталей машин и механизмов.

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

        к курсовому проекту по деталям машин

 "Проектирование механического привода"

.

                                                        Студент: Юрицев В.С.

                                                                  Группа: 3ТК1                                                          

                                                                 Преподаватель:Галевко В. В.

МОСКВА 2012

Введение

Цель работы - проектирование привода к  конвейеру.

Конвейер предназначен для транспортирования сухих сыпучих материалов. Привод размещен за конвейером. Вследствие сравнительно большого расстояния от пола до конвейера в качестве последней ступени используется цепная передача. Электродвигатель и редуктор привода установлены на общей литой раме.

Редуктором называется передаточный механизм, предназначенный для  уменьшения  частоты  вращения  вала  и увеличения вращающего момента.  Редукторы широко используются в технике, практически во всех областях. Основные части редуктора - это шестерни и  зубчатые  колеса, расположенные в корпусе.

В проектируемом приводе используется двухступенчатый Планетарно-коническии горизонтальновертикальный редуктор. Быстроходная ступень - планетарная, тихоходная - коническая.

1. Выбор двигателя

Общии к-т полезного действия

η пр= ηм + ηцп2 + ηкп + ηпк 4 = 0,89

 

Мощность на рабочем органе 19,5 кВт

Частата вращения 120 об\мин

Потребная мощность эл . двигателя Nвм/ ηпр = 21,8 кВт

nдв = nnро* U * U = 120 * 2.9 * 2.9 * 3 = 3027.6 об/мин

Произведем подбор двигателя по следующим параметрам

Тип: 180 s2/2945; nсинх. = 3000; Nдв. = 22 кВт.

Nдв. = 2945 об/мин ; Tmax/ Tnom = 2,5

Расчитаем перегрузку

100 – 2945/3027,6 * 100 = 2,7% , при допустимой 5 % .

Условие выполнено.

Определение общего передаточного числа привода. Распределение передаточного числа по ступеням и типам передач редуктора.

Определим частоты вращения,  мощности и крутящего момента на валах.

Общее передаточное число привода:

 Uобщ. =  nдв./nр.о. = 3000/120 = 25

Распределим П.О. между отдельными ступенями редуктора и дополнительными передачами.

Передача конической ступени (согласно рекомендациям) = 4

Тогда Планетарной 25/3 = 8,3

Проведем расчет передач:

  1.  Планетарная

U = 8.3 = 8

Nвщ. = Nа. = 21,8 кВт

nвщ. = na. = 2945 об/мин.

Нагрузка – const.

Cрок службы – 5000 часов

Материал солнечного колеса, сателлитов 40Х , 270НВ

Колеса прямозубые

Констр. характеристика  К= u – 1 = 7

Подбор возможных чисел зубьев р-ра из условия сборки: с=3

Kd = 770…790 Мпа1/3

Khb = 1,02…1,05, для полюса внешнего зацепления солнце-сателлит, расчетное передаточное число Uас = Zc/Zb = 3. К-т неравномерности распределения нагрузки по сателлитам 1,05. Примем Относительную ширину Ψbd = 0.5. Допускаемое напряжение контактной выносливости [σн]  = σн0/Sн * Кhl; Кhl = 1 по рекомендациям в учебнике Иванова.

Предворительный расчет tне

n1 = 860,    U = 2.3

n2 = 368

-    режим нагружения согласно графику

  •  работа реверсивная Кfc = 0,7…0,8
  •  К-т годовой нагрузки 0,5
  •  К-т суточной нагрузки 0,25
  •  Срок службы 4 года

Шестерня 240 НВ , колесо 220НВ

=365 * 24 * 0.25 * 0.5 * 4 = 4380

Время работы на отдельно действующих режимах

t1 = 0.4 * tΣ = 1752

t2 = 0.4 * tΣ = 1752

t3 = 0.4 * = 876

Эквивалентное время работы tне = Σi/T1) ti = 1752 + 0.7³*1752 + 0.2³ * 876 = 2359.9 час

   

γ – число кратное С Za = C*γ /(1+K)

γ

16

24

36

44

52

Za

8

12

18

22

26

Zb

56

84

126

154

182

Zc

24

36

54

66

78

mрасч

3.3875

2.258

1.5

0.675

0.582

m ГОСТ

3.5

2.25

1.375

-

-

Определение относительных частот вращения колес и валов

nвн =  nн = nвщ/U = 2945/8 = 368,125 об/мин

nс = - (nа  - nн) *2 / (К-1) = 860,9 об/мин

nан   = (nа  - nн) = 2582,875 об/мин

Определение КПД и мощности на ведомом валу

Кинематическое передаточное число U = 8 , динамическое передаточное число U^ = 1+Kŋзацх    = 1 +7 * 0,95 0,9  = 7,696

  •  Мощность на валу водила

Nвн  = Nн = Nвщ * ŋ = 21,8 * 0,9506 = 20,723 кВт

  •  Крутящие моменты на валах и колесах:

Твщ = Та = 9550 * Nвщ / nвщ = 70,69 Нм

Твм = Тн = (1 + К) * Та = 565,52 Нм

Тв = кТа = 494,83 Нм

  •  Определение диаметра зубчатого колеса.

Из условия контакной выносливости диаметр должен удовлетворять условию :

 

da = Kd ((Ta * Khb * (Uac + 1) * K) /  (Ψbd * Up * [σн]  ))1/3  отсюда имеем

Базовый предел контактной выносливости σн0 = 610; к-т безопасности Sh = 1,1

[σн]  = 610 / 1,1 = 555 Мпа

da = 780 3 ((70,69 * 1,035 * 4 * 1,05)/(0,5 * 3 * 555 2 * 4 ))1/3 = 27,01 мм

Значение модуля колес для различных вариантов mн = da / Za 

Наиболее близкое значение по ГОСТу mн = 2,25, da = 27, dс = 81,

db = 189 , b = 13,55

Определение потребной твердости эпициклического колеса из условия контактного воздействия сателлитов в полюсе внутреннего зацепления.

Расчетное передаточное число U  = 2,3

Действительное контактное напряжение:

σ нb = ZmzZн ((2 * Tb * Khp * Khv * Khz * (Ucb - 1) * 1000 * Kc ) / (b * db * dc * dcb * C))½

Zvz = 275,   Zh = 1.76,  Zc = 0.98, Khb = 1, Khv = 1.06

V = (π  * dc * nc) / (60 * 1000) = 3.647 м/с  Khα = 1.07

σ нb = 425 Мпа , [σн]  = σн0 * Sk / Khl = 465.57 Мпа

По таблицам в конце рабочей тетеради

Сталь 45 [σн]   = 612 – условие прочности выполняется.

  1.  Расчет конической передачи

 

U = 3, Nвм = 19.5 КВт, Nвщ = 19,88 КВт,

nвм = 120 об/ мин nвщ = 380 об/мин

Т2 = 9550 * 19,5 / 120 = 1551,8 Нм

Т1 = 499 Нм

Назначаем материал для шестерни и колеса:

Сталь 40 Х

Тогда по таблицам в уч. Иванова

σнlim = 550 Мпа

Коэф-т безопасности Sh = 1,2

[σн] = [σнlim / Sh] = 550 / 1.2 = 458 МПа, но с учетом к-та долговечности [σнFi] = σFlim = 636 МПа, (SF = 1.75)

Колесо [σнF1]   = 650 / 1.75 = 371  МПа

Шестерня  [σнF2] = 636 / 1,75 = 363 МПа

U = 3.15  стандартное передаточное отношение    

Kbc = 0.25 (по табл. в Иванове)

dl2 – 2.9 *(Епр * Т1 * U * Khb / (Qн *  [σн]2))1/3

Khb = 1 , стр 158; Qн = 1,22 + 0,21,  U = 4.58

T = 499 * 1000 Н * мм

de’ = 166 мм

Re’ = 0.5de’((U2+ 1) / U)1/2  = 75,5 мм

b’ = Kbc * Kl  = 0.25 * 75.5 = 18.75 мм

Определяем геометрические параметры

  •  U =Sin(δ2/ δ1)  δ2 = 72º; δ1 = 18º;
  •  Σ  = δ2 + δ1 = 90º
  •  tq δн = 3.15

dm1 = de’ * (Re’ - 0.5* b’) / Re’  =145.25 мм

По графику 8.36 имеем:

Z1’ = 22; Z1 = 29; mtn = dm1 / Z1 = 145325/ 29 = 2.9

Уточняем по полученным данным….

βn = 35º; mnm = mt’m = Cos βn = 2.9 * Cos = 3.146 = 3.15

оставляем стандартный модуль.

В заключении имеем:

Z1 = 29; Z2 = 92; m =3.15

Проверяем контактную прочность:

σ н = 1,18 * ((Епр * Т1 *Кн * ((U 2 + 1)/U)1/2) / (Qн * dm1 2  * b * Sinα ))1/2

Q = 0.85; αw = 20; V = π * dm1 * n1 / 60 = 2.8 м/с

По таблице 8.2 8-ой квалитет точности Khv = 1.04, Khb = 1, Kh = 1.04

σ н = 378  < [σн]  

Условие выполняется

Проверяем прочность по напряжению изгиба

Ft = 2 * T1 / dm1 = 499 * 1000* 2 / 145 = 6882 Н

К-т смещения Xn1 = 2 * (1 – 1/3.15 2 ) * (Cos 2 35º / 29) = 0.02

Zvn1 = 29 / (0.97 * 0.819 3) = 56

Zvn2 = 92 / (0.2 * 0.819 3) = 837

Далее по графику 8,20

Yfs1 = 3.7; Kfv = 1.02

Yfs2 = 3.77; Khb = 1

Fb = 1 + (Khb - 1) * 1.5 = 1; Kf = Kfb * Kfv = 1.08

Qf = 0.85 +0.046 * 3.15 = 0.985

[σF1] / Yfs1 = 636 / 3.7 = 171.89

σF    = Yfs1 * Ft * Kf / (Qf * b* mn ) = 3.7 * 6882 * 1.08 / (0.985 * 18.8 * 3.15) = 814.6 > [σF1]

Вывод: Не соблюдается условие, необходимо его выполнить, решение

Выбираем Другой  Т.О. (закалка ТВЧ) и  Увеличиваем толщину зуба

b = 30 тогда

[σF1]  = 609 а σF = 510    - Условие выполнено.

2. Проектный расчет валов редуктора и подбор подшипников.

Рассчитаем валы. Из предыдущих расчетов редуктора известно:

а) моменты передаваемые валами  Та= 70,69Нм и Тн = 545,52 Нм;

б) диаметры  d1 = 50 мм  и  d2 = 200 мм;

1 Проектный расчет вала.

Приближенно оценим диаметр консольного участка вала при []=15МПа.

 По стандартному ряду принимаем dв=28 мм, тогда по таблице 2 из [3]  t =3 мм, r = 1.8 мм,

f =1.

2. Определим диаметры участков вала.

Диаметры участков вала рассчитаем в соответствии с рекомендациями пункта 4 таблицы 1 [3].

Диаметры подшипниковых шеек:

dп1 = dв+2t = 28+22 = 32 (мм);

Значения dп  должны быть кратны 5, поэтому принимаем dп1 = 30 мм

dбп1 = dп1+3.2r = 30+5.12 = 35.12 (мм)

 По стандартному ряду принимаем dбп1 = 35 мм

Здесь (по таблице 2 из [3]) t = 2.2 мм,  r = 2 мм,  f = 1.

3. Приближенно оценим диаметр вала-шестерни коническои ступени, а затем в соответствии с рекомендациями подберем толшину стенки водитла. и  [] = 50 МПа.

По стандартному ряду принимаем dв=40 мм, тогда по таблице 2 из [3]  t =2.5 мм, r = 2.5 мм, f=1.2

Отсюда толщину стенок водила примем согласно рекомндациям, и опыта проэктирования  10 мм к диаметру

Расчитаем  диаметр выходного вала конической передачи:

dвв2 = (T *1000/ (0.2 * [t]))1/3 = (1551 *1000 / (0.2 * 55)) 1/3  =  52.05 мм

По стандартному ряду принимаем dв2=52 мм, тогда по таблице 2 из [3]  t =3 мм, r = 3 мм, f=1.4

4. Определим диаметры участков вала.

Диаметры участков вала рассчитаем в соответствии с рекомендациями пункта 4 таблицы 1 [3].

Диаметры подшипниковых шеек:

dп2 = dв+2t = 40+22.5 = 45 (мм);

dп2 = dв+2t = 52+23 = 58 (мм);

Значения dп  должны быть кратны 5, поэтому принимаем dп2 = 45 мм; 50мм

dбп2 = dп2+3.2r = 45+3.22.5 = 45 (мм)

dбп2 = dп2+3.2r = 50+3.23 = 59.6 (мм)

 По стандартному ряду принимаем dбп2 = 45 мм

 По стандартному ряду принимаем dбп2 = 60 мм

Здесь (по таблице 2 из [3]) t = 2.8 мм,  r = 3 мм,  f = 1.6

Здесь (по таблице 2 из [3]) t = 3 мм,  r = 3 мм,  f=1.8

dк > dп , примем  dк = 63 мм. Для 63 мм принимаем t = 2.8 мм, r = 3 мм, f = 1,8, тогда

dбк = dк + 3f = 63 + 31.8 68 (мм)

Диаметр ступицы колеса:

dст2 = (1.2…1.6)dбп2 = (1.2…1.6)60 = 72…96 (мм)

Принимаем dст2 = 76 мм.

3 Подбор подшипников.

1. Подбор подшипников для вала солнечного колеса.

примем предварительно подшипники радиальные однорядные легкой серии. Схема установки подшипников – плавающая 207. Из таблицы 19.24 [4] выписываем: d = 35 мм, D = 72 мм, В = 17 мм, r = 2.0.

2. Подбор подшипников для вала-шестерни конической передачи и водила соответственно.

Для вала-шестерни и водила примем подшипники однорядные шариковые 309 и 313 средней серии . Схема установки подшипников – плавающ. Из таблицы 19.24 [4] выписываем: d = 45(60) мм, D = 100(140) мм, В = 25(33) мм, r = 2.5(3.5).

  1.  Подбор подшипников выходного вала конической передачи

Для вала примем роликоподшипники  однорядные шариковые 7612 средней широкая серия . Схема установки подшипников – враспор(с удержанием их в стакане). Из таблицы 19.24 [4] выписываем: d = 60 мм, D = 110 мм, Т = 24 мм, r = 2.5(3.5).

4.  КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ Зубчатых колес

1. Солнечное колесо

Клесо выполняем за одно целое с валом. Размеры вала и колеса были определены ранее, поэтому только выпишем их для удобного дальнейшего использования:

  •  диаметр делительной окружности  d1  = 30 мм;
  •  диаметр вершин     da1 = 27 мм;
  •  диаметр впадин     df1 = 26 мм;
  •  диаметр вала    dбп1 = 32 мм.
  •  Длина вал шестерни   120…200мм

  1.  Сателлиты.

  •  диаметр     d  = 25 мм;
  •  модуль        mn = 2 мм
  •  ширина венца    12 мм
  •  материал Сталь 40 Х ГОСТ 4543 - 71;
  •  ширина венца червячного колеса  b2   =  45 мм;
  •  вид термообработки, твердость  Азотирование 48 HRC 

Остальные типоразмеры однозначно пределяются в дальнейшем из сводных таблиц, исходи из возможностей обработки.  Острые кромки на торцах венца притупляем фасками  f  0.5m, где  m – модуль зацепления.

f = 0.51,25 = 0,625 (мм)

  1.      Эпицикл Его размеры и х-ки мы достаточно подробно расчитали выше.
    1.   Вал-шестерня конической ступени

-

  •  внешнии окружной модуль  3,15
  •  Числ зубьев    29
  •  Тип зуба     прямой
  •  Исходный контур   ГОСТ 13754-81
  •  К-т смещения    0,02
  •  Степень точности   8
  •  Межосевой угол передачи  90
  •  Среднии окружной модуль  3,146
  •  диаметр вала    dбп1 = 40 мм.
  •  длинна вала-шестерни    lв = 60…90мм
  •  Угол конуса впадин   δt = 25 º15’3”
  •  внешняя высота зуба  he = 6,7

4.  Коническое колесо

  •  внешнии окружной модуль  3,15
  •  Числ зубьев    92
  •  Тип зуба     прямой
  •  Исходный контур   ГОСТ 13754-81
  •  К-т смещения    0,02
  •  Степень точности   8
  •  Межосевой угол передачи  90
  •  Среднии окружной модуль  3,146
  •  диаметр ступицы   76 мм
  •  Угол конуса впадин   δt = 64 º43’12”
  •  внешняя высота зуба   he = 6,7

4.1. Проектировочный тиходной коничесокой ступени

В тихоходной ступени используется коническая передача с прямыми зубьями.

Диаметр основания делительного конуса колеса определяется  из  условия   контактной выносливости по формуле [1]

 ,      (2.5)

где Тp  - расчетный  момент на валу колеса передачи;

u - передаточное число быстроходной ступени;

H - коэффициент, учитывающий способ упрочнения зубьев шестерни и колеса;

[ sH ]  - допускаемое контактное напряжение.

Коэффициент H для улучшенных зубьев шестерни и колеса определяется по формуле [ 1 ]

H = 1,22 + 0,21· u = 1,22 + 0,21 · 3 = 1,85.

Расчетный момент на валу колеса равен [1]:

Tp = T2Б • KH,         (2.6)

где KH - коэффициент нагрузки, равный [1]

 KH = KHa • KHb • KHv .        (2.7)

Здесь KHa - коэффициент распределения нагрузки, KHb - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий, KHv - коэффициент динамичности.

По рекомендациям [1] принимаем:

KHa = 1,15 ( для 9-ой степени точности);

,

где x - коэффициент, учитывающий режим работы передачи, для среднего нормального режима x = 0,5;

KHbо - начальный коэффициент концентрации нагрузки, зависящий от отношения b/dm1, равного [ 1 ]

 b/dm1 = 0,166· = 0,166· .

KHbо = 2,1;

.

Коэффициент динамичности KHv определяется в зависимости от скорости Vm на среднем диаметре, степени точности и твердости рабочих поверхностей. При проектном расчете окружную скорость можно определить по приближенной зависимости [ 1 ]

 ,

где коэффициент Cv для конической передачи с круговыми улучшенными зубьями Cv = 10 [ 1 ], а окружная скорость Vm

 м/c.

Для принятых степени точности (9-ая при Vm < 5м/с), твердости поверхностей зубьев и окружной скорости Vm = 2,8 м/с получим KHv = 1,1.

Тогда коэффициент нагрузки и расчетный момент на валу колеса соответственно будут равны:

KH = 1,15 • 1,24 • 1,1 = 1,485,

Tp = 65,7 • 1,485 = 97,5 Н•м.

Произведя подстановку, по формуле (2.5) получим

мм.

Диаметр de2 округляем до значения согласно единому ряду параметров de2  = 160 мм.

Внешнее конусное расстояние [ 1 ]

 мм.

Ширина колеса и шестерни

b = 0,285·Re = 0,285·75,3274 = 24,033 мм.

Принимаем b = 25 мм.

Уточняем значение окружной скорости:

м/с.

Полученное значение скорости не изменит KH и Tp.

Внешний торцовый модуль

mte = de2/Z2,         (2.8)

где число зубьев колеса определяется по зависимости [ 1 ]

.         (2.9)

Здесь K - коэффициент, зависящий от способа упрочнения зубьев. Для улучшенных зубьев K = 18 [ 1 ].

Подставляя значения параметров в (2.9), получим

 .

Число зубьев шестерни

Z1 = Z2 / u = 95 / 3 = 29.

Принимаем Z1 = 22,

Z2 = Z1 · u = 22 · 3 = 87.

Внешний торцовый модуль определяем по формуле (2.8)

mte = 195 / 87 = 2,25 мм.

Выполняем геометрический расчет конической передачи.

Угол наклона линии зуба на среднем диаметре принимаем по рекомендациям [ 1 ]  m = 35o .

Относительное смещение для шестерни при Z1 = 29 и u = 3 [ 1 ]

xn1 = 0,28, для колеса   xn2 = - xn1 = - 0,28.

Углы делительных конусов:

2 = arctg u = arctg 3 = 71,565o ;

1  = 90о - 2  = 18,435о.

Среднее конусное расстояние

R = Re - 0,5·b = 75,327 - 0,5·25 = 62,827 мм.

Число зубьев плоского колеса

 .

Расчетный нормальный модуль в среднем сечении

mnm = 2·R·cosm / Zc = 2·68,827·cos35 / 69,57 = 1,691 мм.

Средний делительный диаметр шестерни

dm1 = mnm · Z1 / cosm = 1,691 · 22 / cos35 = 45,435 мм.

Средний делительный диаметр колеса

dm2 = dm1 · U = 45,435 · 3 = 136,305 мм.

Высота головки зуба в среднем сечении

ha1 = (1 + xn1)·mnm = (1 + 0,28)·1,691 = 2,16499 мм.

ha2 = (1 - xn1)·mnm = (1 - 0,28)·1,691 = 1,21781 мм.

Высота ножки зуба в среднем сечении

hf1 = (1,25 - xn1)·mnm = (1,25 - 0,28)·1,691 = 1,64066 мм.

hf2 = (1,25 + xn1)·mnm = (1,25 + 0,28)·1,691 = 2,58784 мм.

Угол ножки зуба

f1 = arctg (hf1 / R)  = arctg (1,64066 / 71,827) = 1,309o.

f2 = arctg (hf2 / R)  = arctg (2,58784 / 71,827) = 2,063o.

Угол головки зуба

a1  = f2 = 2,063o.

a2  = f1 = 1,309o.

Угол конуса вершин

a1 = 1 + a1  = 18,435 + 2,063 = 20,498o.

a2 = 2 + a2  = 71,565 + 1,309 = 72,874o.

Угол конуса впадин

f1 = 1 - f1  = 18,435 - 1,309 = 17,126o.

f2 = 2 - f2  = 71,565 - 2,063 = 69,502o.

Увеличение высоты головки зуба при переходе от расчетного сечения на внешний торец

hae1 = 0,5·b·tga1  = 0,5·25·tg 2,063 = 0,45027 мм.

hae2 = 0,5·b·tga2  = 0,5·25·tg 1,309 = 0,28563 мм.

Внешняя высота головки зуба

hae1 = ha1 + hae1 = 2,16499 + 0,45027 = 2,61526 мм.

hae2 = ha2 + hae2 = 1,21781 + 0,28563 = 1,50344 мм.

Увеличение высоты ножки зуба при переходе от расчетного сечения на внешний торец

hfe1 = 0,5·b·tgf1  = hae2 = 0,28563 мм.

hfe2 = 0,5·b·tgf2  = hae1 = 0,45027 мм.

Внешняя высота ножки зуба

hfe1 = hf1 + hfe1 = 1,64066 + 0,28563 = 1,92629 мм.

hfe2 = hf2 + hfe2 = 2,58784 + 0,45027 = 3,03811 мм.

Внешняя высота зуба

he = hae1 + hfe1 = 2,61526 + 1,92629 = 4,54155 мм.

Диаметр основания конуса шестерни

de1 = de2 / u = 160 / 3 = 53,3333 мм.

Диаметр вершин зубьев

dae1 = de1 + 2·hae1·cos1 = 53,3333 + 2·2,61526·cos18,435 =

= 58,2951 мм.

dae2 = de2 + 2·hae2·cos2 = 160 + 2·1,50344·cos71,565  =

= 160,951 мм.

Диаметр впадин зубьев

dfe1 = de1 - 2·hfe1·cos1 = 53,3333 - 2·1,92629·cos18,435 =

= 49,6784 мм.

dfe2 = de2 + 2·hfe2·cos2 = 160 - 2·3,03811·cos71,565 =

= 158,0785 мм.

5. РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА.

1. Конструирование корпуса.

Конструкцию корпуса редуктора принимаем по рекомендациям из «Справочника инженера конструктора ч.4». Принимаем  конструкцию состоящую из : передней крышки- стакана солнечного колеса с зубчатой муфтой, корпуса планетарной передачи , промежуточного корпуса конической вал шестерни и основного корпуса конической ступени со стаканом в сборе.

Крышки корпуса центрируем по переходной посадке и крепим к корпусу болтами. Диаметры болтов принимаем по формуле:

где Т – вращающий момент на тихоходном валу, Нм.

принимаем М6, число болтов  z = 8.

 Толщина стенки корпуса:

принимаем = 8 мм.

Для промежуточного корпуса:

Диаметры болтов принимаем по формуле:

где Т – вращающий момент на валу, Нм.

принимаем М10, число болтов  z = 16. (крепление производится справа и слева)

Толщина стенки корпуса:

принимаем = 8 мм.

Для конической ступени

Диаметры болтов принимаем по формуле:

где Т – вращающий момент на валу, Нм.

принимаем М14, число болтов  z = 8

Толщина стенки корпуса:

принимаем = 12мм.

Диаметр dф болтов для крепления редуктора к плите:

dф = 1.25d = 1.2514 = 17,5(мм),

Принимаем  М16, число болтов – 4.

Диаметр отверстия для болта  d0 = 18 мм

Толщина лапы – 15 мм.

Высота ниши  h0 = 2.5(dф + ) = 2.5(17,5 + 8) = 63,5  (мм)

примем 65 мм

Глубина ниши – 24 мм.

Ширина опорной поверхности – 32 мм.

.2. Конструирование стакана и крышек подшипников.

Стакан и крышки подшипников изготовим из чугуна марки СЧ15. Примем для всех подшипников привертные крышки, которые будем крепить к корпусу редуктора болтами.

Используя данные о нагрузках на валах и размерах соряженных элементов произведем подбор стаканов и крышки.

 

Крышка на выходном валу редуктора:

МВ 120Х60

    

   

Диаметр крышки

Диаметр вала

диаметр отверстия

Расстояние до оси болтового крепления

Габаритный диаметр

Выточка под шляпку болта

Высота крышки

D = 120 мм

d = 60 мм

dотв =62 мм

D1 = 145 мм

D4 = 175 мм

d1 = 13 мм

Н = 41 мм

 

Стакан на входном валу:

Размеры конструктивных элементов стакана (мм)

D

Da

1

2

C

Dф

t

болт

d

z

42

50

5

5

5

6

60

1,5

5

4

Стакан на выходном валу валу:

Размеры конструктивных элементов стакана (мм)

D

Da

1

2

C

Dф

t

болт

d

z

61

66

7

7

7

8

75

2

8

4

 

  1.   ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ И ПОСАДКИ ВЕНЦА КОНИЧЕСКОГО КОЛЕСА

1. Рассчитаем шпоночное соединение для входного вала с муфтой. Шпонку выбираем призматическую по ГОСТ 23360-78. Размеры шпонки

- сечение    b  h = 6 6 мм;

- фаска    0.3 мм;

- глубина паза вала   t1 = 3.5 мм;

- глубина паза ступицы  t2 = 2.8 мм;

- длина    l = 32 мм.

Шпонка призматическая со скругленными торцами. Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:

При чугунной ступице []см = 70…100 МПа.

Передаваемый момент Т = 70 Нм.

см < []см , следовательно, допустимо установить муфту из чугуна СЧ20

  1.  Рассчитаем шпоночные соединения для выходного вала.

- Соединение вал-колесо.

Шпонку выбираем призматическую по ГОСТ 23360-78. Размеры шпонки

- сечение    b  h = 14 9 мм;

- фаска    0.5 мм;

- глубина паза вала   t1 = 5.5 мм;

- глубина паза ступицы  t2 = 3.8 мм;

- длина    l = 48 мм.

Шпонка призматическая со скругленными торцами. Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:

При стальном центре колеса []см = 120…315 МПа.

Передаваемый момент Т = 1551 Нм.

см < []см , следовательно, допустимо центр выходного вала изготовить только из качественной стали, иначе может произойти разрушение.

  1.   ВЫБОР СМАЗКИ РЕДУКТОРА И УПЛОТНИТЕЛЬНЫХ УСТРОЙСТВ.

1. Выбор системы и вида смазки.

 Скорость скольжения в зацеплении VS = 1.842 м/с. Контактные напряжения Н = 142.58 Н/мм. выберем масло  И-Т-Д-220.

Используем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венец колеса был в него погружен на глубину hм:

hм min = 2m = 23,15 = 6,3 (мм)

При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса, откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей, в том числе и подшипники.

Объем масляной ванны    V = 0.65Pпот = 0.651.306 = 0.85 л.

  1.  Выбор уплотнений.

И для планетарной ступени, и для конической выберем манжетные уплотнения по ГОСТ 8752-79. Установим их рабочей кромкой внутрь корпуса так, чтобы обеспечить к ней хороший доступ масла.

  1.  ВЫБОР МУФТ.

  1.  Выбор муфты для входного вала.

Исходные данные известные из предыдущих расчетов:

  •  вращающий момент на валу  Т = 70,1 Нм;
  •  частота вращения входного вала  n = 3000 об/мин;
  •  диаметр консольного участка вала  d1 = 20 мм;
  •  диаметр консольного участка двигателя d2 = 28 мм.

Так как диаметры консольного участка вала (20 мм) и консольного участка двигателя (28 мм) неодинаковы, то муфта, соединяющая их, будет нестандартная. Правую полумуфту выберем по ГОСТ 21424-75 для d = 28 мм:  D = 120 мм;  l = 42 мм. Левую полумуфту изготовим сами для  d = 20 мм:  D = 120 мм;  l = 42 мм. Длина всей муфты  L = 89 мм.

Тип муфты – Комбинированная. Втулочно пальцевая предохранительная муфта с разрушающимся элементом..

  1.  ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ РАМЫ.

Конструкция плиты, разработанной на основе эскизнй компановки. Все крепежные детали заказывают в спецификации общего вида привода, а не плиты. Изготовление плит методом литья можно считать экономически более целесообразным по сравнению  со сварными рамами, уже начиная с изделий выпуска малой  серии. Материал отливки обычно – серый чугун марок СЧ12…28 и СЧ15…32.

Габариты плиты получают путем обвода контуров присоединительных мест, стремясь ,по возможности, к образованию простой и легкой конструкции.

Размеры платиков определяют по размерам присоединяемых деталей с припуском на неточность литья ± (5…10) мм по всему контуру. Высота платиков => (3…5) мм *(без припуска на обработку). Эта высота должна обеспечивать возможность обработки на проход, т.е. чтобы соседние черные отверстия в следствии неточности литья не мешали такой обработке. если по по конструктивным условиям требуются высоки платики, то их следует выполнять пустотелыми во избежании местных скоплении металла. Присуммарной толщине платика и стенки, недостачной по нормама глубины завинчивания, снизу образуют бобышки.

Опорную поверхность плиты выполняют в виде фланца по всему контуру. Крепление осуществляется непосредственно за него.

СПИСОК ИСПОЛЬЗАВАННОЙ ЛИТЕРАРУРЫ.

  1.  В.А. Балдин.  Планетарные передачи в общем, транспортном испец. машиностроении.  Методические указания. М.: 2000
  2.  А.Н. Маленковскии Расчет и анализ редукторов. Методические указания. М., 1982.

  1.  Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. М.: Высшая школа, 1990. 400 с.
  2.  Чернавский С.А., Ицкович Г.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1979. 351 с.

Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. Л.: Машиностроение, 1981. 416 с.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

13215. Россия после Смуты (ИСТОРИЯ) 54.89 KB
  Россия после Смуты ИСТОРИЯ Возрождение самодержавия. Михаил Романов был молод и неопытен. Про него говорили что он был благоверен зело кроток же и милостив. Но расчеты бояр на то что юным царем легко будет управлять не оправдались. Вокруг Михаила сразу же спло
13216. Личность Петра І 26.12 KB
  Личность Петра І Петр I поражал современников масштабом своей личности. Поражает он и нас потомков. Таковы богатство и одаренность его натуры противоречивость и цельность его характера. Это был двухметровый гигант со стройной фигурой порывистыми движениями правильн
13217. Катерина ІІ. Внутрішня та зовнішня політика 41.26 KB
  Катерина ІІ Внутрішня політика Незаконне захоплення престолу Катериною як не парадоксально мало і свої плюси особливо в перші десятиліття правління коли вона €œповинна була важкою працею великими зусиллями і пожертвуваннямивикупити те що законні царі мають без...
13218. Олександр І (1801–1825) 19.3 KB
  Олександр І 1801–-1825 Прийшов до влади внаслідок двірцевого перевороту 11 березня 1801 р. На його виховання впливали фр. Лагарп граф В.П.Кочубей. Мав наміри звільнити Російську імперію від тиранії деспотичної регламентації російського життя за часів Павла І. значне поми
13219. Микола І (1825–1855) 18.19 KB
  Микола І 1825-–1855 Риси характеру: велика акуратність навіть педантизм у виконанні всіх норм та правил; любив всілякі технічні пристосування машини йому подобалась військова справа. виникнення нових міністерств Імператорського двору Державного майна; кодифіка...
13220. Реформы Александра II 57.74 KB
  Реформы Александра II Личность императора Александра II. Император Александр II родился 18 апреля 1818 г. в Москве. Он первый ребенок в семье великого князя Николая Павловича который в конце 1825 г. стал императором Николаем I. Тогда же особым манифестом его семилетний сы
13221. Олександр ІІІ (1881–1894) 18.29 KB
  Олександр ІІІ 1881–1894 Участь у російськотурецькій війні 1877-1878 рр. за визволення Болгарії. Шість дітей від шлюбу з датською принцесою Дагмар Марія Федорівна; зміцнення влади та боротьба з терористами маніфест 29 квітня 1881р. за часи правління було страчено 17 чоловік...
13222. Микола ІІ (1894–1917) 17.96 KB
  Микола ІІ 1894–-1917 Микола ІІ як і його батько вважав що самодержавство є правлінням незалежним та повноправним основою Держави Російської; він був противником ліберальних поглядів введення значних демократичних свобод в Росії. Останній цар був добрим чоловіком та бат
13223. Росія у 90-х рр. ХХ – на початку ХХІ ст. 35.72 KB
  Росія у 90х рр. ХХ – на початку ХХІ ст. Події початку 90х рр. ХХ ст. для державотворення Росії: – Декларація про державний суверенітет від 12 червня 1990 р.; укладення 31 березня 1991 р. Федеративного договору між Центром і суб'єктами федерації крім Татарстану й Чечні;