87049

Проектирование привода ленточного транспортёра

Курсовая

Производство и промышленные технологии

При передаче мощности имеют место ее потери на преодоление сил вредного сопротивления. Такие сопротивления имеют место и в нашем приводе: в зубчатой передаче, в опорах валов и в цепной передаче. Ввиду этого мощность на приводном валу будет меньше мощности, развиваемой двигателем, на величину потерь.

Русский

2015-04-13

638 KB

1 чел.

Московский ордена Ленина, ордена Октябрьской Революции

и ордена Трудового Красного Знамени

Государственный Технический Университет имени Н. Э. Баумана

Факультет КМК

Кафедра________

Расчётно-пояснительная записка

к курсовому проекту на тему:

Проектирование привода ленточного транспортёра

Д.М. 13.04.00.000. ПЗ

Студент _______________ ( Дурнов.П )  Группа ТСД-61

Руководитель проекта _______________ (  Витушкина Е.А)

2006 г.

Оглавление                                                                                       .                

[0.0.1] Кафедра________

[0.1] Расчётно-пояснительная записка

[0.2] Д.М. 13.04.00.000. ПЗ

[1] Оглавление                                                                                       .                

[2] 1. Кинематическая схема

[3] 2. Выбор электродвигателя.

[3.0.1] где  hк.р.п = 0.95 – к.п.д. пары подшипников качения(по таблице 1.1[3]),

[4] 3. Определение общего передаточного числа.

[5] 4. Определение частоты вращения, мощности и крутящего момента для каждого вала.

[6] 5. Выбор материала и допускаемых напряжений.

[6.0.1] 5.1. Исходные данные для расчета:

[6.0.2] а) вращающий момент на тихоходном валу   Ттих = TII  = 429 Нм;

[6.0.3] б) скорость вращения тихоходного вала  nтих = nII = 36об/мин;

[6.0.4] в) заходность червяка Z1=1;

[6.0.5] г) суммарное время работы =1500 часов

[6.0.6] 5.11. Предварительное значение коэффициента диаметра червяка.

[7] 6. Геометрический расчет червячной передачи.

[7.0.1] для колеса:

[7.0.2] da2 = d2 + 2m(1 + x) = 160 + 24 = 168 (мм)

[7.0.3] 6.3. Высота головки витков червяка:

[7.0.4] ha1 = m = 4 (мм)

[7.0.5] 6.4. Высота ножки витков червяка:

[7.0.6] hf1 = 1.2m = 1.24 = 4,8 (мм)

[7.0.7] 6.5. Диаметр впадин для червяка:

[7.0.8] df1 = d1 – 2hf1 = 40 - 24,8 = 30,4 (мм)

[7.0.9] для колеса:

[7.0.10] df2 = d2 - 2m(1.2 + x) = 160 - 24(1.2 ) = 150,4 (мм)

[7.0.11] 6.7. Наибольший диаметр червячного колеса:

[7.0.12] 6.8.Ширина венца червячного колеса:

[8] Расчет цепной передачи

[9] 8. Определение диаметров валов редуктора

[10] 9.Подбор подшипников качения.

[11] 10.Проверочный расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жёсткость

[12] 11. Проверка долговечности подшипников.

[13] 12. Выбор и расчёт шпоночных соединений

[14] 13. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

[15] 15. Подбор муфты

[16] 16. Выбор посадок червячного колеса, подшипников и других элементов.

[17] Литература

1. Кинематическая схема 

,

                                                      Рис.1

I-Быстроходный вал,  II-Тихоходный вал,  III-Приводной вал

        Проведем кинематический расчет привода ленточного конвейера, схема которого изображена на рис.1, при заданном окружном усилии на звездочках F=5 кH, окружной скорости V=0.3 м/с , шаге цепи конвейера p=125 мм, и числе забьев z=8

  1.  Кинематический анализ схемы привода.

       Привод состоит из электродвигателя, одноступенчатого червячного редуктора, цепной передачи и приводного вала. Червячная передача служит для передачи мощности от электродвигателя к цепной передаче (5). При передаче  мощности имеют место  ее потери  на преодоление сил вредного сопротивления. Такие сопротивления имеют место и в нашем приводе: в зубчатой передаче, в опорах валов и в цепной передаче. Ввиду этого мощность на приводном валу будет меньше мощности, развиваемой двигателем, на величину потерь.

2. Выбор электродвигателя.

2.1 Мощность на приводном валу

2.2. Общий коэффициент полезного действия привода.

hо = hк.р.п *hч.р. * hм. * hп.п.в = 0,95 * 0.75 * 0,98 * 0,99 = 0,691

где  hк.р.п = 0.95 – к.п.д. пары подшипников качения(по таблице 1.1[3]),

      hч.р = 0.75 – к.п.д. червячной передачи (по таблице 1.1[3]),

       hм. = 0,98 – к.п.д. упругой муфты (по таблице 1.1[3]),

        hп.п.в – к.п.д. пары подшипников на приводном валу (по таблице 1.1[3]).

2.3. Потребная мощность электродвигателя (мощность с учетом вредных сил сопротивления).

Принимаем двигатель АИР90L4: Рэл.дв=2.2кВт, nэл.дв=1395 (об/мин), d1=24мм [5]

3. Определение общего передаточного числа.

3.1. Частоты вращения барабана (приводного вала). 

3.2. Передаточное число привода.

3.3. Передаточное число червячного редуктора.

4. Определение частоты вращения, мощности и крутящего момента для каждого вала.

4.1. Частоты вращения валов привода.

4.2. Мощности на валах.

4.3. Моменты на валах.

Результаты кинематического расчета.                           Таблица 1.1

Расчетные параметры

Номера валов

I

II

III

Передаточное число

0

40

2

Обороты n, об/мин

1395

36

18

Мощность Р, кВт

2.2

1.65

1.56

Момент Т, Н×м

14.2

429

806

5. Выбор материала и допускаемых напряжений.

5.1. Исходные данные для расчета:

а) вращающий момент на тихоходном валу   Ттих = TII  = 429 Нм;

б) скорость вращения тихоходного вала  nтих = nII = 36об/мин;

в) заходность червяка Z1=1;

г) суммарное время работы =1500 часов

5.2. Определим передаточное число редуктора:

5.3.    Частота вращения червячного колеса:

  1.  Суммарное циклов перемены напряжений:

5.6. Выбор материала.

Ожидаемая скорость скольжения: 

По таблице 1.1 из [5] с учетом Vск выбираем материал венца червячного колеса: Бр.АЖ9-4 в = 400(МПа), т = 200(МПа), Е = 1*105(МПа),способ отливки – в металическую форму.

Червяк принимаем Сталь20XHM

НВ

т

улучшенная

Сердцевина

300..400

    800

Наружн.поверхн.

56..63

HRC


5.7. Расчет допускаемых напряжений.

Для колес из бронзы, имеющей предел прочности  В>300 МПа, опасным является заедание, и допускаемые напряжения назначают в зависимости от скольжения Vs без учета количества циклов нагружения. В нашем случае (по таблице 27 из [2]) в зависимости от материала червяка и скорости скольжения c учета количества циклов нагружения принимаем:

5.7.1

5.7.2

F0 = 0.44*T + 0.14*B = 0.44*200+0.14*400=144, SF=1.75,       NFE = KFE*N=0.2*324*104=64.8*104

5.8 Ориентировочное значение коэффициент нагрузки:

где  K - коэффициент неравномерности нагрузки;

      KVкоэффициент динамической нагрузки.

5.9 Ориентировочное значение межосевого расстояния.

 T2 – вращающий момент на валу червячного колеса, Нм.

5.10. Осевой модуль.

5.11. Предварительное значение коэффициента диаметра червяка.

Значение модуля и коэффициента диаметра согласуется по рекомендации ГОСТ 2144-76 (таблица 28 [2]) с целью уменьшения номенклатуры зуборезного инструмента. Принимаем  m = 4.  и  q=10

5.13. Коэффициент смещения.

5.14.1. Начальный угол подъема червяка.

5.14.2. Делительный угол подъема витка червяка.

5.15. Проверочный расчет по контактным напряжениям.

5.15.1. Коэффициент концентрации нагрузки.

5.15.2. Скоростной коэффициент.

5.15.3                                            

5.15.4 Скорость относительного скольжения в полюсе зацепления, м/с.

5.15.5. Расчетные контактные напряжения

.

5.15.6.     

Расчетное напряжение на рабочих поверхностях зубьев не превышает допускаемого, следовательно, ранее установленные параметры передачи можно принять:

6. Геометрический расчет червячной передачи.

Основные геометрические размеры червяка и червячного колеса определяем по формулам, приведенным в таблице 32 [2].

6.1. Диаметры делительных окружностей для червяка:

 d1 = mq = 4*10 = 40 (мм)

для колеса:

 d2 = mZ2 = 440 = 160(мм)

6.2. Диаметры вершин для червяка:

 da1 = d1 + 2m = 40 + 24 = 48 (мм)

для колеса:

 da2 = d2 + 2m(1 + x) = 160 + 24 = 168 (мм)

6.3. Высота головки витков червяка:

 ha1 = m = 4 (мм)

6.4. Высота ножки витков червяка:

 hf1 = 1.2m = 1.24 = 4,8 (мм)

6.5. Диаметр впадин для червяка:

df1 = d1 – 2hf1 = 40 - 24,8 = 30,4 (мм)

для колеса:

df2 = d2 - 2m(1.2 + x) = 160 - 24(1.2 ) = 150,4 (мм)

6.6. Длина нарезанной части червяка (формула из таблицы 33 [2]):

b1 = (11 + 0.06Z2)m = (11 + 0.0640)4 = 65,6 (мм)

6.7. Наибольший диаметр червячного колеса:

6.8.Ширина венца червячного колеса:

b2  30мм

6.13. Силы в зацеплении червячной передачи.

6.13.1. Окружная сила червячного колеса (Ft2) и осевая сила червяка (Fa1).

6.13.2. Окружная сила червяка (Ft1) и осевая сила червячного колеса (Fa2).

6.13.3.  Радиальная сила

Fr  = tg20Ft2 = tg205361,25.61 = 1770 (H)

6.14. Температура масляной ванны в редукторе при естественной конвекции воздуха.

[tраб] – максимально допустимая температура нагрева масла

P2=2.2кВт  – подводимая мощность (мощность на валу червяка);

КТ=8…17.5 Вт/(м2С) – коэффициент теплопередачи корпуса (большие значения принимают при хорошей циркуляции воздуха) Примем  КТ=13 Вт/(м2С);

t0температура окружающего воздуха, 20С;

A – площадь свободной поверхности охлаждения корпуса, включая 70% площади поверхности ребер и бобышек, м2

А=20*а1.7=20*0,11.7=0,42)

а – межосевое расстояние червячной передачи, м;

- коэффициент,учитывающий теплоотвод в раму или плиту (=0.25)

tм < [tм] , следовательно, редуктор специально охлаждать не надо.

  1.  Расчет цепной передачи 

6.1 Исходные данные:

Т2=429 Нм -  крутящий момент на валу ведущей звездочки;

n2=36 об/мин –частота вращения ведущей звездочки;

U=2 –передаточное число цепной передачи.

6.2 Назначаем однорядную роликовую цепь типа ПР

6.3 Предварительное значение шага для однорядной цепи

                   

     Ближайшее значение шага по стандарту P=38.1 мм; значение А=394.3 мм²

6.4 Назначение основных параметров:

  6.4.1 Число зубьев ведущей звездочки.

       Z1=29-2U=29-2·2=25

  6.4.2 Межосевое расстояние

         Α=40·P=40·38.1=1524 мм

   6.4.3 Примем, что смазывание цепи нерегулярное. Цепь будут смазывать периодически при помощи кисти.

6.5 Определение давления в шарнире.

  Найдем значение Кэ

Кд=1 – нагрузка без толчков и ударов;

Ка=1 – оптимальное межосевое расстояние;

Кн=1 – наклон передачи менее 60°;

Крег=1.25 – передача с нерегулируемым натяжением цепи;

Ксм=1.5 –смазывание цепи нерегулярное;

Креж=1.45 – работа в три смены;

   

                        Кэ=Кд+Ка+Кн+Крег+Ксм+Креж=1+1+1+1,25+1,5+1,45=2.72

 

 Окружная сила, передаваемая цепью.

                     

  Давление в шарнире однорядной цепи

                      

   Для дальнейших расчетов принимаем однорядную цепь ПР-38.1-1270. Ее параметры:

Шаг Р=38.1 мм, диаметр ролика d1=22.23 мм, расстояние между внутренними пластинами Dвн=25.24 мм, ширина внутренней пластины h=36.2

  1.  Число зубьев ведомой звездочки

 

                    Z2=U·Z1=2·25=50

  1.  Делительный диаметр ведущей звездочки

     

  1.  Диаметр окружности выступов ведущей звездочки

  1.  Делительный диаметр ведомой звездочки

  1.   Диаметр окружности выступов ведомой звездочки

          

  1.   Диаметр обода ведущей звездочки (наибольший)

Принимаем =255 мм

  1.   Диаметр обода ведомой звездочки (наибольший)

Принимаем =560 мм

  1.   Ширина зуба звездочки

6.14 Ширина зубчатого венца звездочки

6.15 Межосевое расстояние

6.16 Потребное число звеньев цепи

Принимаем W’=120

6.17 Уточненное межосевое расстояние

Полученное значение  уменьшаем на =(0.002…0.004) = =(0.002…0.004)*1564=3.128…6.256 мм. Окончательное значение межосевого расстояния:

6.18 Нагрузка на валы звездочек

 Н

8. Определение диаметров валов редуктора 

Рассчитаем входной и выходной валы. Из предыдущих расчетов редуктора известно:

а) моменты передаваемые валами  ТI = 14,2 Нм и ТII = 429 Нм;

8.1. Входной вал червячного редуктора.

8.1.1. Выбор материала вала.

Назначаем материал вала – Cталь 20Х. Принимаем по таблице 3 [3]:

В =  1000 МПа, Т = 800 МПа.

8.1.2. Проектный расчет вала.

По стандартному ряду принимаем dв=24 мм, тогда по таблице 2 из [3]  t =2 мм, r = 1.6 мм, f =1.

8.1.3. Определим диаметры участков вала.

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

Диаметры подшипниковых шеек:

dп1 = dв+2t = 24+22 = 28 (мм);

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

Расстояние между опорами червяка примем равным диаметру червячного колеса, то есть  l1  160 мм

Расстояние от середины выходного конца до ближайшей опоры f1 = 43 мм

8.2. Выходной вал.

8.2.1. Выбор материала вала.

Выберем Cталь 45

8.2.2. Приближенно оценим диаметр выходного конца вала при [] = 30 МПа.

По стандартному ряду принимаем d=45 мм, тогда по таблице 2 из [3]  t =2,8 мм, r = 3 мм, f=1.6

8.2.3. Определим диаметры участков вала.

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

Диаметры подшипниковых шеек:

dп = d+2t=  51 (мм);

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

Диаметр ступицы червячного колеса:

dст = (1.6…1.8)dп = (1.6…1.8)50 = 8 (мм)

Принимаем dст = 60 мм.

Длина ступицы червячного колеса:

lст2 = (1.2…1.8)dст = (1.2…1.8)60 = 64 (мм)

Принимаем  lст2 = 65 мм.

9.Подбор подшипников качения.

9.1. Подбор подшипников для червяка.

Для червяка примем предварительно подшипники роликовые конические 7306 средней серии. Схема установки подшипников – враспор. Из таблицы 24.16 [3] выписываем: d = 30 мм, D = 72 мм, Т = 21 мм, e = 0.34. Расстояние между заплечиками вала по компоновочной схеме lT = 170 мм. Тогда расстояние между широкими торцами наружных колец подшипников:

lП = lТ + 2Т = 170 + 221 = 212 (мм)

9.2. Подбор подшипников для вала червячного колеса.

Для вала червячного колеса примем подшипники роликовые конические 7210 легкой серии. Схема установки подшипников – враспор. Из таблицы 24.16 [3] выписываем: d = 50 мм, D = 90 мм, Т = 22 мм, e = 0.37. Расстояние между заплечиками вала по компоновочной схеме lT = 85мм. Тогда расстояние между широкими торцами наружных колец подшипников:

lП = lТ + 2Т = 85 + 222 = 129 (мм)

Другие линейные размеры, необходимые для определения реакций, берем по компоновочной схеме: l1  мм, l2 мм, d1 мм, l4  мм, l5 мм, d2 мм.

10.Проверочный расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жёсткость

Для валов основным видом разрушения является усталостное, статическое разрушение наблюдается значительно реже. Оно происходит под действием случайных  кратковременных перегрузок. Поэтому для валов расчет на сопротивление усталости является основным, а расчет на статическую прочность выполняется как проверочный.

10.1.Проведём расчёт тихоходного вала.

10.2. Выбор расчетной схемы и определение опорных реакций.

 

Действующие силы:  – окружная,  – осевая,  – радиальная, =9Н – консольная – крутящий момент.

, , , .

10.3.Определим реакции опор в вертикальной плоскости.

1.  , . Отсюда находим, что .

2. -  , . Получаем, что .

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

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.

3. , , , получаем, что .

4. , , , отсюда .

Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций: , , ,  – верно.

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

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

Найдём результирующий изгибающий момент, как .

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 20X) по табл. 10.2 лит. 3:  – временное сопротивление (предел прочности при растяжении);  и  – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении;  – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

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

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

Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении: , .

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

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

Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям: .

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

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

11. Проверка долговечности подшипников.

11.1. Подшипники для входного вала.

Для червяка примем подшипники роликовые конические 7306 средней серии. Из таблицы 24.16 [3] выписываем: d = 30 мм, D = 72 мм, Т = 21мм, e = 0.34,С = 24000 Н.

Из условия равновесия вала:

от сил, действующих в вертикальной плоскости, Fr

от сил, действующих в горизонтальной плоскости, Ft

Полные радиальные реакции опор

Выбираем  Х = 0.4 и Y = 0.92 (по рекомендациям [4])

Рассчитаем приведенную нагрузку первого подшипника

P1 = (VXFr1 + YFa1)KбKт , где

Kб = 1.3 – коэффициент безопасности (по таблице 6.3 [4]);

Kт = 1.0 – температурный коэффициент (по таблице 6.4 [4]);

Х – коэффициент радиальной нагрузки;

V – коэффициент вращения относительного вектора нагрузки внутреннего кольца подшипника.

P1 = (0.41898 + 0.9228844.61)1.31.0 = 3860 (H)

Ресурс подшипника:

m =3.33 – показатель кривой выносливости.

Lh тр  = 9460.8 ч – требуемая долговечность.

Lh1 > Lh тр , подшипники удовлетворяют поставленным требованиям.

11.2. Подшипники для выходного вала.

Для вала червячного колеса примем подшипники роликовые конические 7212A легкой серии. Из таблицы 19.24 [4] выписываем: d = 50 мм, D = 90 мм, Т = 22 мм, e = 0.37, С = 46500 Н.

Из условия равновесия вала:

от сил, действующих в вертикальной плоскости, Fr

от сил, действующих в горизонтальной плоскости, Ft

Полные радиальные реакции опор

Выбираем  Х = 0.4 и Y = 0.86 (по рекомендациям [4])

Рассчитаем приведенную нагрузку первого подшипника

P1 = (VXFr1 + YFa1)KбKт , где

Kб = 1.3 – коэффициент безопасности (по таблице 6.3 [4]);

Kт = 1.0 – температурный коэффициент (по таблице 6.4 [4]);

Х – коэффициент радиальной нагрузки;

V – коэффициент вращения относительного вектора нагрузки внутреннего кольца подшипника.

P1 = (0.412324.12 + 0.8665.191)1.31.0 = 1281.426 (H)

Ресурс подшипника:

m =3.33 – показатель кривой выносливости.

Lh тр  = 9460.8 ч – требуемая долговечность.

Lh1 > Lh тр , подшипники удовлетворяют поставленным требованиям.

12. Выбор и расчёт шпоночных соединений

Расчёт шпоночных соединений заключается в проверке условия прочности материала шпонки на смятие.

12.1. Соединение быстроходного вала с муфтой. Имеем:

– крутящий момент на валу,

 – диаметр вала,

 – длина шпонки,

– её ширина,

 – высота шпонки,

 – глубина паза вала,

 – глубина паза ступицы,

– допускаемое напряжение на смятие,

– временное сопротивление (предел прочности при растяжении). Условие прочности:

, ,  – верно.

12.2. Соединение тихоходного вала с колесом зубчатым. Имеем:

– крутящий момент на валу,

 – диаметр вала,

– длина шпонки,

– её ширина,

– высота шпонки,

– глубина паза вала,

– глубина паза ступицы,

– допускаемое напряжение на смятие материала шпонки,

– временное сопротивление материала шпонки (предел прочности при растяжении). Условие прочности:

, ,  – верно.

12.3. Соединение приводного вала с предохранительной муфтой.   

Имеем:

– крутящий момент на валу,

 – диаметр вала,

– длина шпонки,

– её ширина,

– высота шпонки,

– глубина паза вала,

– глубина паза ступицы,

– допускаемое напряжение на смятие материала шпонки,

– временное сопротивление материала шпонки (предел прочности при растяжении). Условие прочности:

, ,  – верно.

13. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Для смазывания передачи применена картерная система.

13.1 Определим окружную скорость вершин зубьев колеса:

– для тихоходной ступени,

 здесь  – частота вращения вала тихоходной ступени, – диаметр окружности вершин колеса тихоходной ступени;

– для быстроходной ступени,

 здесь  – частота вращения вала быстроходной ступени,   – диаметр окружности вершин колеса быстроходной ступени.

13.2 Рассчитаем предельно допустимый уровень погружения зубчатого колеса тихоходной ступени редуктора в масляную ванну:  ,

здесь  – диаметр окружностей вершин зубьев колеса бастроходной ступени.

13.3. Определим необходимый объём масла по формуле: ,

где  – высота области заполнения маслом,   и  – соответственно длина и ширина масляной ванны.

13.4. Выберем марку масла по табл. 11.2 лит. 3 в соответствии с работой редуктора при t=90ºС  Цилиндровое 52. Его кинематическая вязкость для зубчатых колёс при температуре  .

Смазывание подшипников происходит тем же маслом за счёт разбрызгивания. При сборке редуктора подшипники необходимо предварительно промаслить.

14 Расчёт предохранительного устройства.

14.1.Дисковая муфта со срезными штифтами.

Расчет муфты проведён на основе данных “Cправочник конструктора-машиностроителя” том 2;

Тср=1343 Нм ( с учётом Кзапаса=2.2);

Примем диаметр расположения 2-х штифтов d=134мм, тогда

 на каждый штифт действует сила:

F=10000H по справочнику выбираем штифты dшт=6мм;

15. Подбор муфты

14.1.Муфта упругая втулочно-пальцевая по ГОСТ 21424–75.

Отличается простотой конструкции и удобством монтажа и демонтажа. Обычно применяется в передачах от электродвигателя с малыми крутящими моментами. Упругими элементами здесь служат гофрированные резиновые втулки. Из-за сравнительно небольшой толщины втулок муфты обладают малой податливостью и применяются в основном для компенсации несоосности валов в небольших пределах (1...5 мм; 0.3…0,6 мм;  до 1 ).

14.2.Материал.

Материал полумуфт – чугун СЧ20.

Материал пальцев – сталь 45.

14.3. Для проверки прочности рассчитывают пальцы на изгиб, а резину – по напряжениям смятия на поверхности соприкасания втулок с пальцами. При этом полагают, что все пальцы нагружены одинаково, а напряжения смятия распределены равномерно по длине втулки:

, где z – число пальцев, z = 5.

Рекомендуют принимать  = 1,8...2 МПа.

Тогда   

16. Выбор посадок червячного колеса, подшипников и других элементов.

Выбираем следующие посадки:

червячное колесо на вал;

крышки на подшипниках качения;

сальники;

внутренние кольца подшипников качения в корпус;

наружные кольца подшипников качения в корпус;

шкив;

призматические шпонки в канавках валов;

призматические шпонки в канавках червячного колеса, шкива.

 

Литература

1. А.В. Буланже, Н.В. Палочкина, Л.Д. Часовников, методические указания по расчёту зубчатых передач редукторов и коробок скоростей по курсу “Детали машин”, часть 1, Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1980 г.

2. В.Н. Иванов, В.С. Баринова, “Выбор и расчёты подшипников качения”, методические указания по курсовому проектированию, Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1981 г.

3. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов, “Конструирование узлов и деталей машин”, Москва, “Высшая школа”, 1985 г.

4. Д.Н. Решетов, “Детали машин”, Москва, “Машиностроение”, 1989 г.

5. А. В. Буланже, методическое указание по курсовому проектированию «Подбор и расчет цепных передач» Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1981 г.

6. Атлас конструкций “Детали машин”, Москва, “Машиностроение”, 1980 г.


1.Редуктор червячный;

2.Вал приводной;

3 Передача цепная.;

4.Муфта упругая;

5.Электро двигатель

1

2

3

4

5

I

II

III

d

aм2

d

a2

2

m

.

Z

1

2

A

C

B

EMBED Equation.3  


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

63370. Управление процессами разработки и эксплуатации нефтяных месторождений. Цели, методы, системный принцип 2.61 MB
  Так к технологическим факторам относятся: 1 сетка скважин; 2 система заводнения; 3 предельные давления и дебиты скважин и проч. Мероприятия по управлению процессами разработки основываются на результатах анализа данных мониторинга и гидродинамических исследований скважин...
63371. Гiсторыя Беларусi. Уводзiны 74 KB
  Гісторыя Беларусі як вучэбная дысцыпліна яе прадмет метады і задачы курса. Ластоўскі ў кнізе €œКароткая гісторыя Беларусі выдадзенай у 1910 годзе. Нельга не адзначыць што на працягу многіх стагоддзяў спачатку польскія а затым расейскія і савецкая гісторыкі...
63372. Устройства сканирования 291.5 KB
  Рынок сканеров достаточно разнообразен в разных категориях различающихся по техническим и стоимостным показателям. Переходя к принципам отбора наиболее подходящего сканера прежде всего надо дать себе отчет в том что сканер даже планшетный...
63373. Сканеры. Принцип сканирования 1.15 MB
  Разрешение сканирования scаnning resolution является основной характеристикой сканера и указывает сколько пикселов изображения может вводить сканер на единицу площади оригинала.
63374. Экология и устойчивое развитие 164.5 KB
  Уровни организации живых организмов. Уровни организации живых организмов. Индикационное значение организмов. Некоторые свойства коацерватов внешне сходны со свойствами живых организмов.
63375. Понятие нотариата 28.55 KB
  Предмет нотариальной деятельности только бесспорные дела в отличие от судебной деятельности предметом которой по преимуществу являются споры о материальном в частности гражданском праве.
63376. ИСТОРИЯ И СОСТОЯНИЕ РАЗВИТИЯ БД 363.5 KB
  Вопросы информатизации Краткая история развития технических средств для хранения и ввода данных в ЭВМ Развитие средств хранения Развитие концепции БД Современные информационные технологии...
63377. Методология исследования и методы экономического познания. Необходимость рационального экономического познания. Обыденное и научное экономическое мышление 94.5 KB
  Методология исследования и методы экономического познания. Необходимость рационального экономического познания. Методология исследования и методы экономического познания. Необходимость рационального экономического познания.