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

18193. ІНДИВІДУАЛЬНО-ПСИХОЛОГІЧНІ ОСОБЛИВОСТІ ОБДАРОВАНИХ ДІТЕЙ 164 KB
  Тема 4. ІНДИВІДУАЛЬНОПСИХОЛОГІЧНІ ОСОБЛИВОСТІ ОБДАРОВАНИХ ДІТЕЙ Мета: Опанування матеріалів лекції студентами слухачами має сформувати у них знання класифікації типів особистості обдарованих дітей особливості обдарованих д...
18194. ПСИХОЛОГО-ПЕДАГОГІЧНА РОБОТА З ОБДАРОВАНИМИ ДІТЬМИ 172 KB
  Тема 6. ПСИХОЛОГОПЕДАГОГІЧНА РОБОТА З ОБДАРОВАНИМИ ДІТЬМИ Мета: Опанування матеріалів лекції студентами слухачами має сформувати у них знання основних підходів до визначення принципів мети змісту методів форм навчання обдарованих дітей та шляхів підготовк
18195. ПСИХОЛОГІЯ РОБОТИ З ОБДАРОВАНИМИ ДІТЬМИ 2.26 MB
  Хрестоматія до курсу модулю ПСИХОЛОГІЯ РОБОТИ З ОБДАРОВАНИМИ ДІТЬМИ Укладач РАЗУМНА А.Г. Складена у відповідності до робочої навчальної програми для слухачів ІПО із спеціальності Психологія...
18196. Операційні системи 52.5 KB
  Лекція 1 Операційні системи: Вступ Операційні системи ОС займають важливіше місце в сукупності сучасних системних програмних засобів які складають програмне забезпечення електроннообчислювальних машин. Вони є основою організації обчислювального процесу...
18197. Основні поняття, класифікація ОС 49 KB
  Лекція 2 Основні поняття класифікація ОС У процесі еволюції виникло кілька важливих концепцій які стали невід'ємною частиною теорії й практики ОС. Тут дається їхній короткий опис. Системні виклики У будьякій операційній системі підтримується механізм що до
18198. Функції, види операційних систем 36.5 KB
  Лекція 3 Функції види операційних систем Операційна система ОС це комплекс програм; забезпечує керування комп'ютером як єдиним цілим тоді як насправді комп'ютер складається з багатьох частин його взаємодія з навколишнім середовищем людиною прикладними програм
18199. Операційна система: призначення й склад 39 KB
  Лекція 4 Операційна система: призначення й склад На IBMсумісних персональних комп'ютерах використовуються операційні системи корпорації Microsoft Windows вільно розповсюджуєма операційна система Linux. На персональних комп'ютерах фірми Apple використовуються різні версії опер...
18200. Windows - Загальні відомості 52.5 KB
  Лекція 5 Windows Загальні відомості Наприкінці 90х років XX ст. стандартом ОС для 32розрядних ПК стала система Windows 98. Вона має ряд особливостей: 1. Зручний для користувача графічний інтерфейс. Він дає змогу досить просто керувати роботою комп'ютера використовуючи такі п...
18201. Складові Windows 93.5 KB
  Лекція 6 Складові Windows Головне меню містить у собі такі пункти: Програми виведення списку інстальованих програм. Документи виведення списку недавно переглянутих документів. Настройки виведення списку компонентів системи настройка яких може бути зміне