87020

Привод ленточного конвейера

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Расчет цилиндрического зубчатого колеса на контактную выносливость 12 6. Редуктор состоит из корпуса литого чугунного или сварного стального в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса валы подшипники и т. Задание на проектирование Разработать общий вид привода сборочный чертеж редуктора и рабочие чертежи деталей редуктора зубчатого колеса и вала. 34 Чернавский]: для шестерни – сталь 50 термическая обработка – улучшение твердость НВ 300; для колеса – сталь 45 термическая обработка – улучшение твердость НВ...

Русский

2015-04-13

1 MB

1 чел.

Привод ленточного конвейера

Пояснительная записка

К курсовому проекту по

деталям машин и ПТМ

ПЛК 07.005.00.00 ПЗ

 


Содержание.

1. Введение          3

2. Задание на проектирование       4

3. Предварительный расчет привода:      5

4. Расчет закрытой конической передачи     7

5. Расчет цилиндрического зубчатого колеса на контактную

выносливость          12

6. Определение составляющих опорных реакций и изгибающих

моментов          16

7. Расчетные схемы валов        16

8. Подбор подшипников        20

9. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночного соединения  22

10. Расчет цепной передачи       25

11. Конструирование корпуса       29

11.1 Выбор арматуры. Компоновка редуктора    29

11.2 Компоновка узла конического корпуса     29

11.3 Компоновка узла промежуточного и тихоходного валов  31

11.4 Смазка зацепления и подшипников     31

11.5 Тепловой расчет редуктора      32

Список использованной литературы      33


1. Введение

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

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

Редуктор состоит из корпуса ( литого чугунного или сварного стального ), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников или устройства для охлаждения.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу ) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам : типу передачи; числу ступеней; типу зубчатых колес; относительному расположению валов редуктора в пространстве.

Конические редукторы применяют для передачи движения между валами, оси которых пересекаются обычно под углом 900. передачи с углами, отличными от 900, встречаются редко. Наиболее распространенный тип конического редуктора – с горизонтально расположенным тихоходным валом, существует также с горизонтально расположенным тихоходным валом. Возможно исполнение редуктора с вертикально расположенным быстроходным валом; в этом случае привод осуществляется от фланцевого электродвигателя.


2.
 Задание на проектирование

Разработать общий вид привода, сборочный чертеж редуктора и рабочие чертежи деталей редуктора - зубчатого колеса и вала.

Исходные данные:

Окружная сила на барабане:

Ft=8 кН;

Скорость движения ленты:

V=0,7 м/с;

Диаметр барабана:

D=0,35 м;


3.
 Предварительный расчет привода

1. Мощность на валу барабана : 

кВт;

2.КПД  привода барабанного конвейера: 

;

3. Мощность на 1-м валу :

кВт;

4. По таблицам выбираем двигатель: 4А132S4, Р=7,5 кВт, n=1500 об/мин, S=3,0 % ;

5. Определяем частоту вращения 1-го и 5-го валов:

об/мин ;

,    об/мин,  рад/с;

6. Передаточное отношение привода барабанного конвейера:

;

7. Определение передаточных отношений каждого элемента привода:

;

, ;

,  ;

,  ;

;

8. Кинематические параметры на различных валах :

1)  об/мин ,  кВт ,

Нм ,

рад/с;

2)  об/мин ,  кВт ,

Нм ,

рад/с;

3)  об/мин , кВт ,

Нм ,

рад/с;

4)  об/мин ,  кВт ,

Нм ,

рад/с;

5)  об/мин , δ=0,08 %

кВт ,

Нм ,

рад/с;

 

№Вала

n , об/мин

w , рад/с

Р , кВт

Т , Нм

U

ή

1

1455

152,29

6,83

44,83

1

4

3,15

3,02

0,97

0,955

0,965

0,915

2

1455

152,29

6,63

43,49

3

363,75

38,07

6,33

166,9

4

115,47

12,09

6,11

505,3

5

38,23

4,00

5,6

1397


4. Расчет закрытой конической зубчатой передачи.

4.1 Выбор материалов зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений

Выбираем материалы с высокими механическими характеристиками
[стр. 34, Чернавский]:

для шестерни – сталь 50, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 300;

для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение,  твердость НВ 280;.

4.1. Допускаемые контактные напряжения [стр. 33]:

[Н] =

где Н lim b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл. 3.2 [стр. 34]:

Н lim b = 2НВ+70

КHL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают КHL = 1; коэффициент безопасности [SН] = 1,15.

Для шевронных колёс расчётное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле (3.10) [стр.35]:

[Н] = 0,45([Н1] + [Н2])

Для шестерни [Н1] = =   582,6МПа

Для колеса [Н2] = =  = 547,8 МПа

Тогда расчётное допускаемое контактное напряжение

[Н] = 0,45(582,6+547,8) 508,7 МПа

4.2. Расчёт параметров конической передачи                                                          

Определим внешний делительный диаметр колеса:

;                  (2.11)

где Кd = 86 -  для колес с круговыми зубьями;;

U - передаточное число передачи,;

Т2 -  вращающий момент на тихоходном валу передач;

-  допускаемое контактное напряжение колесо с менее прочным зубом;

КН -  коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

.

Принимаем ближайшее значение de2=225 мм.

Примем число зубьев шестерни 24, число зубьев колеса

Модуль передачи:

Углы делительных конусов 2 = arctg U = arctg 4 = 75,9630

1 = 900 - 2 = 900 ∙ 75,9630 = 14,0360

Внешнее конусное расстояние Re:

=115,9 мм

Ширина зубчатого венца

b = 0,285∙Re = 0,285∙115,9 = 33,01 мм, принимается b = 33мм.  

Внешний делительный диаметр шестерни:

=56,25 мм;

Средний делительный диаметр шестерни:

=48,21 мм

Внешняя высота зуба:

Средний угол наклона зуба =350 для круговых зубьев;

=4,31, мм;

Внешняя высота головки зуба:

.

х1 – коэффициент радиального смещения у шестерни(рекомендуемый);

=0,2837;

=2,46 мм;

=1,38 мм.

Внешняя высота ножки зуба:

hfe1=4,31-2,46=1,85 мм

hfe2=4,78-1,38=2,93 мм.

Внешний делительный диаметр шестерни и колеса:

56,25+22,46сos14,0360=61,17 мм;

+21,37cos75,9630=227,76 мм.

Угол ножки зуба:

=arctg1,85/115,9=0,910;

= arctg2,93/115,9=1,440.

Угол головки зуба:

Коэффициент ширины шестерни:

Средняя окружная скорость колёс:

При и твёрдости НВ 350 коэффициент, действующий на распределение нагрузки по длине зуба:

=1,25

=1,02

=1,0

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:

4.3 Проверяем контактное напряжение:

=452,04 МПа

Ft -  окружная сила в зацеплении на среднем диаметре колеса

= 1483,5 Н;

Радиальная сила на шестерне равна осевой силе на колесе

Fa2=Fr1=Ft∙tg∙sin1; =200;

Fa2=Fr1=1483,5∙tg20∙sin14,0360=130,95 Н

Осевая сила на шестерне равна радиальной для колеса: Fa1=Fr2=Ft∙tg∙cos=1483,5∙ tg20∙∙cos14,0360=523,8 Н

Проверка зубьев на выносливость по направлениям изгиба:

=1,863

- коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

Для шестерни: =45;

Колеса: =727.

При этом: 3,68;

=3,60.

Коэффициенты запаса прочности:

=1,75;

=1,75

=1.

Допускаемое напряжение изгиба:

=1,8НВ

;

Для шестерни: =308 МПа;

Для колеса: =288 МПа.

Допускаемое напряжение при расчете зуба на выносливость:

Для шестерни: =176 МПа;

Для колеса: =164 МПа.

Для шестерни отношение:

=47,8

Для колеса:

=45

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как полученное значение для него меньше:

= 151,39 МПа 288 МПа;

Условие прочности выполняется.


5. Расчет цилиндрических зубчатых колес на контактную выносливость

Выбираем материалы с высокими механическими характеристиками

[стр. 34, Чернавский]: для шестерни – сталь 50, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 300;  для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение,  твердость НВ 280;.

5.1. Допускаемые контактные напряжения:

[Н] =

где Н lim b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл. 3.2 [стр. 34]:

Н lim b = 2НВ+70

КHL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают КHL = 1; коэффициент безопасности [SН] = 1,15.

Для шевронных колёс расчётное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле (3.10) [стр.35]:

[Н] = 0,45([Н1] + [Н2])

Для шестерни [Н1] = =   582,6МПа

Для колеса [Н2] = =  = 547,8 МПа

Тогда расчётное допускаемое контактное напряжение

[Н] = 0,45(582,6+547,8) 508,7 МПа

508,7 673,79

Требуемое условие [Н]1,23 [Н2] выполнено

5.2. Расчет межосевого расстояния

По таблице 3.1 [стр.32] принимаем для косозубых колёс коэффициент ширины венца КНβ (при несимметричном расположении колес) равный 1,15.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию (ГОСТ 2185-66):

ва =  = 0,315

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

аW = Ка(Uт+1)

где Ка =43 – для косозубых и шевронных передач;

Т4 – момент (крутящий) на 4 валу, Н·мм.

Межосевое расстояние между валами 3 и 4

аW =43(3,15+1)

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66

а = 160мм;

5.3. Выбираем модуль и определяем количество зубьев:

Нормальный модуль:

mп = (0,01 0,02) аW ;

mп = (0,01 0,02)125 = 1,25 2,5 мм;

Принимаем по ГОСТ 9563 - 60* mпm = 2 мм; Определим числа зубьев шестерни и колеса. Принимаем предварительно угол наклона зубьев = 12:

Z =  =   = 37,712;

принимаем 38, тогда

Z = Z· Uт = 38·3,15  =119

Уточняем значение угла наклона зубьев:

cos т = = = 0,98125;

т = 110’.

5.4. Геометрические параметры:

Основные размеры шестерни и колеса зубчатой передачи:

диаметры делительные:

шестерни 77,45мм;

колеса 242,54мм;

диаметры вершин зубьев:

шестерни 77,45+2·2=81,45мм;

колеса 242,54+2·2=246,54мм;

диаметры впадин:

шестерни 77,45-2,5 · 2 = 72,45мм;

колеса =242,54 – 2,5 · 2 = 237,54мм;

Проверка

=159,995мм;

ширина колеса

0,315·160=50,4мм;

ширина шестерни

50,4+5=55,4мм;

5.5. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям:

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

0,715;

Окружная скорость колес и степень точности передачи

=1,47м/с

При такой скорости для шевронных колес примем 8-степень точности [с.32].

Коэффициент нагрузки

,

где =1,07 [с.39] при несимметричном расположении колес

=1,09 [1, с.39] ;

=1,0 [с.39] при v≤5м/с.

Тогда =1,1663;.

Проверка контактных напряжений:

 

489,7МПа<  []=508,7МПа.

5.6. Проверка зубьев на выносливость по направлениям изгиба:

Силы действующие в зацеплении:

окружная

радиальная

осевая 4,309·tg11°06´=0,846кH.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

,

где KF = K · KFv – коэффициент нагрузки; K=1,15; KFv=1,1;

KF=1,265 [1, с.42];

YF – коэффициент учитывающий форму зуба, YF1 =3,7 и YF2 =3,6; так как

у шестерни ;

у колеса    [1, с.42];

Допускаемое напряжение:

,

где =1,8 НВ МПа.

=’·” =1,75·1,0=1,75 коэффициент безопасности [1, с.45]

Допускаемые напряжения:

для шестерни:

МПа;

для колеса:

=288 МПа;

Находим отношения :

для шестерни =83,4;

для колеса =80.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса.

Определяем коэффициенты  Yβ и К:

0,92;

,

где =1,5 для средних значений коэффициента торцового перекрытия:

.

Проверяем прочность зуба колеса:

,

Условие прочности выполнено.


6 Определение составляющих опорных реакций и изгибающих моментов.

Для определения направлений сил в зубчатых передачах и угловых скоростей в данный момент времени следует воспользоваться показанным на рис. 2 направлением окружной скорости ленты (на кинематической схеме колеса условно раздвинуты). Привод реверсивный, в случае изменения направления вращения в конической передаче окружные усилия Ft1 и Ft2  и в цилиндрической передаче окружные усилия Ft3 и Ft4 и осевые усилия Fа3 и F а4 поменяют направления на противоположные.

7 Расчетные схемы валов.

Рис. 2. Определение направления действующих сил.

7.1 Быстроходный вал.

Определение расстояний между опорами.

Размер от  dae1 до среднего диаметра шестерни

с1 = 0,5 · bw1 · cos 1 = 0,5 · 33 · cos 14° = 15,9 мм

Принимаем зазор между  dae1  и торцом подшипника   1 = + m, где m - расстояние от внутренней стенки корпуса до подшипника,  m = 10 мм.

Рис. 2. Определение направления действующих сил.

Для подшипников быстроходного вала выбираем консистентную смазку вследствие значительной удаленности одного из подшипников от картера редуктора. Следовательно, этот подшипник не будет смазываться масляным туманом даже при высоких окружных скоростях. Поэтому рекомендуется на этом валу устанавливать мазеудерживающее кольцо и принимать

m = 10 мм. - расстояние между dae1 и внутренней стенкой корпуса;

L1= 45 мм – с компоновки

L =75 – с компоновки

Подшипник 7208 d = 40 , D = 80, Т = 20, В = 20, L = 75

Точка приложения радиальной реакции в опорах расположена в средней плоскости подшипника и может быть определена по выражению

а = Тп /2 + е · (D + d) /6,

где Тп - ширина подшипника;

      D - наружный диаметр подшипника;

     d - диаметр вала под подшипником;

     е - параметр осевого нагружения подшипника.

а = 20/2+0,38*(80+40)/6=17,6

Определяем размер Lп1.

Lп1 = L  + 2 · (Тп - а1 ) =79,8 мм

Определяем размер L1.

L1 = 45 мм

Определение составляющих опорных реакций и изгибающих моментов.

Рассмотрим плоскость YOZ. Составим уравнение равновесия суммы моментов относительно опор А и В вала:

Σ МAY = 0   Σ МBY = 0

Fr1 · (L1 + Ln1) - Fa1 · dm1 / 2  + RBy · Ln1 =0;

Fr1 · L1 - Fa1 · dm1 / 2  + RАy · Lп1 = 0;

Н

Н

Проверим правильность нахождения реакций RAY и RВY , для этого составим третье уравнение равновесия – сумму проекций всех сил на ось Y:

Y = 0;   - RAY + RBY  + Fr1 = -156+25+130,95=0

Построение эпюры изгибающих моментов.

Участок 1:

МZ1  = 0;      0 · Z1  = МZ1

Участок 2:

МZ2  = 0;      RAY · Z2 = М2

0 Z2 Ln1

Z2 = 0              МZ2 = 0.

Z2 = Ln1                 МZ2 = RAY · Ln1 = 156 · 0,0798 = 12,4 H·м

Участок 3:

МZ3  = 0;        RAY · (Ln1 + Z3) = RBY · Z3 = МZ3

0 Z3 L1

Z3 = 0               МZ3 = RAY · Ln1 = 156 · 0,0798= 12,4 H·м

Z3 = L1                    

МZ3 = RAY (Ln1 + L1) - RBY ·L1 = 156(0,0798+0,045)-25·0,045=18,34 Н·м

Рассмотрим плоскость XOZ.

Σ МAX = 0  Σ МBX = 0

RBx x Ln1 – Ft1 · (Ln1 + L1) = 0

R x Ln1 – Ft1 · L1= 0

R = Ft1 · (1 + L1/ Ln1) = 1483,5·(1+45/79,8)=1673,1 H

RАХ = Ft1 · L1 / Lп1= 1483,5·45/79,8 =836,7 Н

Х  = 0   RВY - RАY - Ft1 = 25-156-1483,5 = 0

Участок 1:

МZ1  = 0;      0 · Z1 = МZ1

Участок 2:

МZ2 = 0;        RAХ · Z2 = М2

0 Z2 Ln1

Z2 = 0              МZ2 = 0.

Z2 = Ln1        МZ2 = RAХ · Ln1 = 836,7 · 0,0798 = 66,76 Н

Участок 3:

МZ3 = 0;        RAХ · (Ln1 + Z3) = RBХ · Z3 = МZ3

0 Z3 L 1

Z3 = 0               МZ3 = RAХ · Ln1= 836,7 · 0,0798 = 66,76 Н

Z3 = L1                     

МZ3 = RAХ · (Ln1+  L1) - RBХ · L1= 836,7·(0,0798+0,045)-1673,1·0,045=0

Крутящий момент нагружает быстроходный вал на всей длине:

Т1 = 43,49 Н · м.

Суммарные радиальные нагрузки на опоры равны:

Н

Н

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении под подшипником в опоре В:

Н·м


8.
Подбор подшипников

Для конического вала-шестерни предварительно примем роликовый конический подшипник легкой серии 7208 ГОСТ 27365 – 87 с размерами:

; ; ; ; ; , рабочая температура

Из предыдущих расчетов имеем:

(H), (H), (H), , , .

По рекомендации проверку подшипников только по динамической грузоподъемности, по условию , где - требуемая  величина грузоподъёмности; - динамическая грузоподъемность подшипника (из таблицы).

, где Р – эквивалентная динамическая нагрузка: .

Определим коэффициент .

При коэффициенте вращения V=1 получим

Из табл. находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок: ;

По рекомендации к формуле коэффициент безопасности (умеренные толчки); температурный коэффициент (до  ).

Тогда (Н)

Т.к.  - обеспечен значительный запас прочности подшипниковых узлов вала червячного колеса.

Для вала зубчатого колеса  предварительно примем роликовый конический подшипник легкой серии 7211А ГОСТ 27365 – 87 с размерами:

; ; ; ; ; ; , рабочая температура

Из предыдущих расчетов имеем:

(H), (H), (H), , , .

По рекомендации проверку подшипников только по динамической грузоподъемности, по условию , где - требуемая  величина грузоподъёмности; - динамическая грузоподъемность подшипника (из таблицы).

, где Р – эквивалентная динамическая нагрузка: .

Определим коэффициент .

При коэффициенте вращения V=1 получим

Из табл. находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок: ;

По рекомендации к формуле  коэффициент безопасности (умеренные толчки); температурный коэффициент (до  ).

Тогда  (Н)

Т.к.  - обеспечен значительный запас прочности подшипниковых узлов тихоходного вала .


9 Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночного соединения

Для выходного конца быстроходного вала d1вых =32(мм), передающего вращающий момент Т1=43,49(Нм).

По табл. 24.29 [№2 с.433] выбираем призматическую шпонку со скругленными концами (исполнение А):

b=10(мм) – ширина шпонки,

h=8(мм) – высота шпонки,

t1=5(мм) – глубина паза на валу,

t2=3,3(мм) – глубина паза на муфте.

Радиус закругления пазов 0,4<r<0,6(мм) (интерполяция)

Учитывая длину вала и предполагаемую длину ступицы муфты = 80(мм), принимаем по СТ СЭВ 189 – 75 длину шпонки

lш=70 (мм).

Расчетная длина шпонки

lp=70-10 (мм)

Принимая материал шпонки сталь 45 с пределом текучести , а допускаемый коэффициент запаса прочности [s]=2,3 (нагрузка постоянная нереверсивная),

определим допускаемое напряжение ,

(МПа)

Проверим соединение на смятие:

,

(МПа).

Т.к.  – прочность шпоночного соединения обеспечена.

Напряжение среза , где  - площадь среза шпонки:

(МПа)

Т.к.  – прочность шпоночного соединения обеспечена.

Для промежуточного вала d=40 (мм), передающего вращающий момент Т2=166,9 (Нм), (мм).

По табл. 24.29 [№2 с.433] выбираем призматическую шпонку со скругленными концами (исполнение А):

b=12(мм); h=8(мм); t1=5(мм); t2=3,3(мм); 0,25<r<0,4(мм); (мм);

(мм)

(МПа).

Т.к. – условие выполняется.

(МПа)

Т.к. – прочность шпоночного соединения обеспечена.

Для тихоходного вала d =65 (мм), передающего вращающий момент Т2=505,3(Нм).

Учитывая длину вала и предполагаемую длину ступицы ведущей звездочки

l= 50(мм): шпонка призматическая со скрученными концами, исполнение А:

b=18(мм); h=11(мм); t1=7(мм); t2=4,4(мм); 0,4<r<0,6(мм); (мм);

(мм)

(МПа).

Т.к. – условие выполняется.

(МПа)

Т.к. – прочность шпоночного соединения обеспечена.

Для выходного конца тихоходного вала d2ЗВ =50 (мм), передающего вращающий момент Т2=1397(Нм).

Учитывая длину вала и предполагаемую длину ступицы ведущей звездочки

l= 72(мм): шпонка призматическая со скрученными концами, исполнение А:

b=16(мм); h=10(мм); t1=6(мм); t2=4,3(мм); 0,4<r<0,6(мм); (мм);

(мм)

(МПа).

Т.к. – условие выполняется.

(МПа)

Т.к. – прочность шпоночного соединения обеспечена.


10
Расчет цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь (по ГОСТ 13568-75*).

Вращающий момент на ведущей звездочке: Т4 =505,3 Н · м

Передаточное число было принято ранее: =3,02

Число зубьев:

ведущей звёздочки [1, стр. 148]

z1 = 31 – 2 · UЦ = 31 – 2 · 3,02 = 24,96;

Принимаем z1=25;

ведомой звёздочки

z2 = z1 · UЦ = 25 · 3,02 = 75,5;

Принимаем z2=75

Фактическое передаточное число

UЦ =  = = 3

Отклонение =0,66%, что допустимо.

Расчётный коэффициент нагрузки [1, стр. 149]

КЭ = кД ка  кН  кР  кСМ  кП,

где кД = 1 – динамический коэффициент, при спокойной нагрузке;

ка = 1 – коэффициент, учитывает влияние межосевого расстояния;

кН = 1 - коэффициент, учитывает влияние наклона цепи, при автоматическом регулировании натяжения цепи кН = 1;

кР = 1,25 – принимают при периодическом регулировании натяжения цепи;

кСМ = 1, – при непрерывной смазке;

кП = 1 – при работе в одну смену;

Таким образом:

КЭ = 1 1 1 1,25 1 1 = 1,25

Для определения шага цепи по формуле (7.38) [1, стр.149] надо знать допускаемое давление [р] в шарнирах цепи. В таблице 7.18 [стр.150] допускаемое давление [р] задано в зависимости от частоты вращения ведущей звёздочки и шага t. Поэтому для расчёта по формуле (7.38) величиной [р] следует задаваться ориентировочно. Ведущая звёздочка имеет частоту вращения п4 = = = 115,47 об/мин. Среднее значение допускаемого давления при

n  115,47 об/мин  [р] = 26 МПа.

Шаг однорядной цепи (т = 1):

t 2,8  = 2,8 · = 27,73 мм

Подбираем по табл. 7.15 [стр.147] цепь ПР-31,75-88,50 по ГОСТ 13568-75, имеющую t= 31,75 мм; разрушающую нагрузку Q = 88,5 кН; массу q = 3,8 кг/м; АОП = 262 мм2

Скорость цепи:

V =  =  = 1,528 м/с

Окружная сила:

F =  = = 3998 Н.

Давление в шарнире проверяем по формуле (7.39)[стр.150]:

р = =  = 19,08 МПа

Уточняем по табл. 7.18 [1, стр.150]  допускаемое давление [р] = 26 · [1 + 0,01(z1 - 17)] = = 26 · [1 + 0,01 · (25 - 17)] = 28,1 МПа Условие р < [р] выполнено. В этой формуле 28 МПа – табличное значение допускаемого давления по табл. 7.18 при п = 115,47 об/мин и t = 31,75 мм.

Определим число звеньев цепи по формуле (7.36)[1, стр.148]

Lt = 2at + 0,5z +

Где at = = 50; z = z1 + z2 = 25 + 75 = 100; = = = 7,96

Тогда:

Lt = 2 · 50 + 0,5 · 100 +  = 151,3

Округляем до чётного числа Lt = 152.

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле (7.37) [1, стр.149]:

ац = 0,25t[Lt - 0,5z +] = 0,25·31,75·[152-0,5·100+ +] = 1600 мм

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т. е. на 1600 · 0,004 = 6,4 мм

Определяем диаметры делительных окружностей звёздочек [стр.148]:

dД1 = = = 253,3 мм

dД2 = = = 758,2 мм

Определяем диаметры наружных окружностей звёздочек  [1, стр.148]:

De1 = t( ctg  + 0,7 ) – 0,31d1

Где d1 = 19,05 мм – диаметр ролика цепи (табл. 7.15);

De1 = 31,75( ctg  + 0,7 ) – 5,7 = 267,9 мм

De1 = 31,75( ctg  + 0,7 ) – 5,7 = 774,1 мм

Силы, действующие на цепь:

- окружная F = 3998 Н – определена выше;

- от центробежных сил FV = q · V 2 = 3,8 · 1,528 2 = 5,8 Н, где q = 3,8 кг/м по   табл. 7.15

- от провисания FF = 9,81 · КF · q · ац = 9,81 · 6 · 3,8 · 1,6 = 358 Н, где КF = 6  при угле наклона передачи 0

Расчётная нагрузка на валы:

FB = F + 2 FF = 3998 + 2·358 = 4714 Н

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи по формуле (7.40):

s =  =  = 20,3

Это больше чем нормативный коэффициент запаса [s] 7,5 (см. табл. 7.19; следовательно, условие s [s] выполнено.

Размеры ведущей звёздочки:

ступица звёздочки dСТ =30 · 1,6 50 мм; lСТ = (1,2 ÷ 1,5) · 50 = 60 ÷ 75 мм; принимаем  lСТ = 72 мм.

толщина диска звёздочки 0,93 · ВВН = 0,93 · 19,05 18 мм, где ВВН – расстояние между пластинками внутреннего звена по табл. 7.15 [стр. 147].

Размеры ступицы ведомой звёздочки:

dСТ = 90 · 1,6 = 144 мм; lСТ = (1,2 ÷ 1,6) · 90 = 108 ÷ 144 мм; принимаем  lСТ = 120 мм.


11. Конструирование корпуса.

11.1 Выбор арматуры. Компоновка редуктора

1. Для удобства сборки редуктора корпус выполняем разъемным; плоскость разъема совмещена со средней плоскостью колеса. Корпус и крышка литые из серого чугуна СЧ 15-32. При несущих корпусе и крышке корпуса толщины их стенок одинаковые. Расчетная толщина стенки

 

(мм)

Принимаем (мм)

2. Диаметр фундаментных болтов

(мм)

Принимаем (мм)

Для уменьшения габаритов и веса редуктора крышку и корпус соединяем шпильками, ввернутыми в корпус. Диаметры шпилек:

у подшипников

(мм)

для соединения крышки с корпусом

(мм)

Крышки подшипников при диаметрe гнезда 115 мм прикреплены каждая шестью болтами диаметром (мм).

Для снятия крышки корпуса предусмотрен отжимной болт.

Болты, шпильки и установочные штифты располагаем так, чтобы между ними (или соответствующими отверстиями для них) и ближайшей свободной поверхностью или отверстием оставалось тело толщиной не менее

, где — диаметр соответствующей детали;

оси этих деталей должны располагаться на расстояниях  от ближайшего отверстия или поверхности. Кроме того, должна быть обеспечена возможность поворота гаечного ключа.

(мм)

(мм)

(мм)

(мм)

(мм)

(мм)

(мм)

(мм)

3. В принятой схеме редуктора подшипники конического и цилиндрического зубчатых колес находятся в вертикальном положении.

При такой конструкции редуктора подшипники смазываются консистентной смазкой через пресс-масленки, а так же масляным туманом, образующимся в процессе работы.

4. При небольших габаритах редуктора для контроля уровня масла применен жезловой маслоуказатель, ввернутый в стенку крышки.

5. Компоновку и недостающие размеры рассчитываем по рекомендациям [№1 с.261].


11
.2 Компоновка узла конического колеса

1. Определяем все конструктивные размеры зубчатого венца и ступицы колеса и наносим их на чертеж по рекомендации.

2.  Вычерчиваем подшипники вала колеса.

3.  Определяем размеры подшипниковых гнезд, крышек подшипников, уплотнений и наносим эти детали на чертеж.

4. Определяем толщину поясов, высоту бобышек для шпилек и проводим наружный контур корпуса.

Форму и размеры основания корпуса определяем конструктивно в зависимости от положения редуктора и способа его крепления к фундаменту.

11.3 Компоновка узла промежуточного и тихоходного валов

1. Размещаем подшипники в соответствии с выбранным расстоянием между ними.

2. Определяем размеры гнезд под подшипники, крышек подшипников и уплотнений и все эти детали наносим на чертеж.

3. Обводим внутренний контур корпуса.

4. Проводим наружный контур корпуса на проекции.

11.4 Смазка зацепления и подшипников

1. Зацепление смазывается окунанием зубчатого колеса в масляную ванну. Глубина окунания – 1/3 радиуса колеса. При скорости  скольжения    (м/сек) по табл.   11.10 [№1 с.275] рекомендуемая вязкость масла (мм2/с) (интерполяция).

По табл. 11.11 [№1 с.275]выбираем  масло автотракторное АК - 15

2. Смазка подшипников - консистентная и масляным туманом, образующимся в процессе работы. Для конических роликоподшипников при рабочей температуре < 110° С по табл. 11.11[№1 с.277] выбираем смазку ЦИАТИМ-201.

11.5 Тепловой расчет редуктора

Получив предварительно размеры корпуса, производим тепловой расчет редуктора. При данной конструкции корпуса обеспечивается плохая циркуляция воздуха и можно принять коэффициент теплопередачи  [№1 с.386]. Общая   площадь  поверхности  охлаждения   редуктора  F.  Площадь поверхности редуктора (без учета днища) F. При температуре окружающей среды , температура   масла:

[№1 с.386]

- что допустимо.


Список использованной литературы.

1. М.Н. Иванов и др.  Детали машин. –  М.: Высшая школа,- 1991г.    

2. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Конструирование узлов и деталей машин.

Учебное пособие для техн. спец. вузов 5-е изд., перераб. И доп. – М.: Высш. шк., 1998 – ил.

3. С.М. Чернавский и др.  Курсовое проектирование деталей машин. –  М.: «Машиностроение», -1987г.

4. В.Н. Кудрявцев и др. Курсовое проектирование деталей машин. – Ленинград.: «Машиностроение», - 1984г.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

42763. Перемещение по документу. Строка состояния 336.5 KB
  Строка состояния С помощью этой лабораторной работой Вы сможете: выяснить приемы перемещения по документу с помощью мыши и клавиатуры; потренироваться в работе со встроенной Справкой; выяснить технологию вставки одного документа MS Word в другой; изучить структуру и назначение элементов строки состояния. Перемещение с помощью мыши Перемещение по тексту с помощью мыши осуществляется с помощью вертикальной и горизонтальной полос прокрутки и кнопок расположенных в нижней части вертикальной полосы Рис. Назначение компонент вертикальной полосы...
42765. Основы редактирования текста в MS Word 175 KB
  Основы редактирования текста в MS Word С помощью этой лабораторной работой Вы сможете: научиться работать с фрагментами текста; познакомиться с правилами набора текста в MS Word; повторить технологию оформления символов. Работа с фрагментами в MS Word MS Word1 позволяет копировать перемещать и удалять любые фрагменты2 текста. В качестве такого фрагмента могут быть выступать различные части текста: слово строка абзац рисунок и т. В появившемся списке аналогичным образом откройте пункт Выделение там – Выделение текста...
42767. Форматирование абзацев и всего документа 1007 KB
  Основные поля страницы Абзац в MS Word представляет собой последовательность символов заканчивающаяся символом конец абзаца. Форматирование абзацев Под форматированием абзаца будем понимать определение следующих характеристик данного объекта: а вид абзаца: задание отступов левого и правого краев абзаца от границы области текста; определение отступа красной строки от границы области текста; задание межстрочных интервалов; выравнивание текста абзаца; дополнительного оформления абзаца: цвета границы списочные метки и др. б определение...
42768. Інформатика. Лабораторний практикум 2.9 MB
  Комплекс лабораторних робіт призначений для оволодіння і засвоєння знань студентами з дисципліни “ Інформатика та програмування ”. Дисципліну читають у двох семестрах. В першому семестрі в лабораторних роботах у студентів формуються тверді знання про загальні принципи побудови і закони функціонування обчислювальної техніки, структури програмного забезпечення сучасних комп’ютерів, операційної системи Windows, розглядаються алгоритми розв’язку математичних та інженерних задач та їх реалізація засобами алгоритмічної мови Turbo Pascal.
42770. Розрахунок фізичних властивостей вільного та супутнього вуглеводневих газів одного з родовищ України за їх компонентним складом 1.97 MB
  Процес експлуатації нафтових і газових свердловин вимагає виконання низки розрахунків фізичних властивостей компонентів, що видобуваються, які істотно залежать від термобаричних умов, за яких вони знаходяться.
42771. Технология производства и характеристики качества стального гнутого швеллера 100x80x3,0мм из стали марки Ст3пс 391.61 KB
  В наибольшей степени этим требованиям соответствуют стальные конструкции выполненные из холодногнутых профилей ХГП так как данный вид профилей обладает широкими конструктивными достоинствами: высокая точность размеров хорошее качество поверхности повышенное сопротивление различного рода нагрузкам обеспечивают преимущества холодногнутых профилей перед горячекатаными. Одной из разновидностью сортовых гнутых профилей является швеллер. Механические свойства гнутых профилей определяют на заготовке в соответствии с ГОСТ 16523[10]. На...