Главная Коллекция "Otherreferats" Производство и технологии Детали текстильных машин, расчет редуктора

Детали текстильных машин, расчет редуктора

Проектирование привода к конвейеру. Кинематический расчет и выбор электродвигателя. Расчет плоскоременной передачи, зубчатых колес и валов. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса, этапы компоновки. Проверка прочности шпоночных соединений.

Рубрика	Производство и технологии
Вид	курсовая работа
Язык	русский
Дата добавления	08.01.2012
Размер файла	219,2 K

посмотреть текст работы

скачать работу можно здесь

полная информация о работе

весь список подобных работ

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Задание
1. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя
1.1 Определяем общий КПД привода
1.2 Определяем требуемую мощность электродвигателя
1.4 Определяем общее передаточное отношение привода
1.5 Определяем вращающие моменты на валах редуктора
1.6 Определяем частоты вращения и угловые скорости валов привода
2. Расчет плоскоременной передачи
2.1 Диаметр ведущего шкива
2.3 Передаточное отношение
2.4 Межосевое расстояние
2.5 Угол обхвата малого шкива
2.5 Длина ремня
2.6 Скорость ремня
2.7 Окружная сила
2.8 Коэффициент угла обхвата
2.9 Коэффициент, учитывающий влияние скорости ремня
2.10 Коэффициент режима работы С_р - по табл.7.5
2.11 Коэффициент, учитывающий угол наклона линии ценров передачи, С_q
2.12 Допускаемая рабочая нагрузка на 1мм. ширины прокладки
2.13 Ширина ремня
2.14 Предварительное натяжение ремня
2.15 Натяжение ветвей
2.16 Напряжение от силы F₁
2.17 Напряжение изгиба
2.18 Напряжение от центробежной силы
2.19 Максимальное напряжение
2.20 Проверка долговечности ремня
2.21 Нагрузка на валы передачи
3. Расчет зубчатых колес редуктора
3.1 Выбор материала зубчатых колес
3.2 Определяем допускаемые контактные напряжения
4. Предварительный расчет валов редуктора
5. Конструктивные размеры шестерни и колеса
6. Конструктивные размеры корпуса редуктора
7. Первый этап компоновки редуктора
8. Второй этап компоновки редуктора
9. Проверка прочности шпоночных соединений
Литература

Задание

Спроектировать привод к конвейеру по схеме.

Мощность на ведомом валу Р₁ = 4,5 кВт.

Угловая скорость щ = 2,8р.

Представить расчетно-пояснительную записку с полным расчетом привода.

1. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

1.1 Определяем общий КПД привода

? _общ = ? _ред ·?²_подш ·?_рем_._п

По таблице 1.1 принимаем:

? _ред = 0.97;

? _рем_._п_.= 0.96;

? _подш= 0.99;

? _общ= 0.97 · 0.96 · 0.99²= 0.91.

1.2 Определяем требуемую мощность электродвигателя

P _дв = Р_3/? _общ = 4,5/0.91 = 4,94 кВт.

1.3 По таблице П1 принимаем трехфазный асинхронный короткозамкнутый закрытый обдуваемый серии 4А (ГОСТ 19523-81) электродвигатель с мощностью P = 5,5 кВт и частотой вращения n = 1000 об/мин типоразмером 132S2. P _дв = 5,5 кВт;

n_дв= 1000 - 22 = 978 об/мин

1.4 Определяем общее передаточное отношение привода

U _общ = U _ред · U _рем_._п;

U _общ= n_дв/ n₃ = щ_дв_./ щ₃;

щ = рn_дв/30_.= (3,14 · 9,78) / 30 = 0,1 n_дв;

щ_дв= 0,1 n_дв = 1,1 · 978 = 97,8 рад/с;

n₃ = 30 · щ₃ = 30 · 2,8 = 84 об/мин;

U _общ= n_дв/ n₃= 978/84 = 11,64;

11,64 = 2,3 · 5;

U _ред= 5; U _рем_._п= 2,3;

1.5 Определяем вращающие моменты на валах редуктора

Т = Р / щ;

Т _А = Р _дв / щ _дв = 5500 · / 97,8 = 56,2 (Н · м)

Т ₃ = Т _С= Р₃/ щ₃= 4500/2,8 · 3,14 = 511,94 (Н · м)

1.6 Определяем частоты вращения и угловые скорости валов привода

Р_В/Р_А= ? _рем_._п_.

Р_В= Р_дв· ? _рем_._п_.=5,5·0,96=5,4 кВт;

n_А/ n_В= U _рем_._п;

n_В= n_А/ U _рем_._п=978/2,3=425,21 об/мин;

щ_В= щ_А/ U _рем_._п=97,8/2,3=42,52 рад/с;

Т _В= Р_В/ щ_В=5400/42,52=126,99 (Н · м);

2. Расчет плоскоременной передачи

2.1 Диаметр ведущего шкива

d_A = 6 ³vT_A;

d_A = 6 ³v (56,2· 10³) = 229,8 мм. Принимаем d_A = 250 мм.

2.2 Диаметр ведомого шкива

d_В = d_A i (1 - E);

i = U _рем_._п; E = 0,01 - относительное скольжение ремня;

d_В = 250 · 2,3 (1 - 0,01) = 569 мм.

Принимаем d_В = 560 мм.

2.3 Передаточное отношение

i = d_В / (d_A (1 - 0,01));

i = 560/250 (1 - 0,01) = 2,262;

отклонение: ?С i / i = (2,262 - 2,3) · 100/2,3 = 1,65%;

допускается до 3%;

2.4 Межосевое расстояние

а = 2 (d_A + d_В);

а = 2· (250 + 560) = 1620 мм.;

2.5 Угол обхвата малого шкива

a?_А = 180 - 60 ( (d_В - d_A) / а);

a?_А = 180 - 60 ( (560 - 250) / 1620) = 168?

2.5 Длина ремня

L = 2a + 0,5p (d_A + d_В) + ( (d_В - d_A) ²/4а);

L = 2 · 1620 + 0,5 · 3,14 (250 + 560) + ( (560 - 250) ²/4 · 1620 = 4526мм.

2.6 Скорость ремня

u--=--(p d_A n_дв) /60;

u--=--(3,14--·--_,--25--·--978)/6_--=--12м/с.

2.7 Окружная сила

F₁ = P_дв/?u;

F₁ = 5500/12 = 458Н;

Из табл.7.1 выбираем ремень Б800 с числом прокладок z =3,d_??= 1,5мм,р₀ = 3 Н/мм. Проверяем выполненные условия d--<--_,_25 d_A.

d--=--d_?z = 1,5· 3 = 4,5 мм.

0,025 · 250 = 6,25мм.

Условие выполнено.

редуктор конвейер электродвигатель шпоночный

2.8 Коэффициент угла обхвата

С_a--=--1-----_,__3(1-----a₁);

С_a--=--1-----_,__3(18_-----168)--=--_,96;

2.9 Коэффициент, учитывающий влияние скорости ремня

С_u--=--1,_4-----_,___4--u²;

С_u--=--1,_4-----_,___4--·--12²--=--_,98;

2.10 Коэффициент режима работы С_р - по табл.7.5

Для передачи к ленточному конвейеру при постоянной нагрузке С_р= 1,0;

2.11 Коэффициент, учитывающий угол наклона линии ценров передачи, С_q

При наклоне до 60? принимаем С_? = 1,0;

2.12 Допускаемая рабочая нагрузка на 1мм. ширины прокладки

[р] = р₀ С_a С_u С_р С_q;

[р] = 3· 0,96 · 0,98 · 1 · 1 = 2,82 Н/мм.

2.13 Ширина ремня

b > F₁/ (z [р]);

b > 458/ (3 · 2,82) = 54 мм, по табл.7.1 принимаем b = 50мм.

2.14 Предварительное натяжение ремня

F₀ = s_{_}--b--d;

F₀ = 1,8 · 50 · 4,5 = 405Н;

2.15 Натяжение ветвей

ведущей F₁ = F₀ + 0,5 F₁;

F₁ = 405 + 0,5 · 458 = 634Н;

ведомой F₂ = F₀ - 0,5 F₁;

F₂ = 405 - 0,5 · 458 = 176Н;

2.16 Напряжение от силы F₁

s₁--=--F₁/--(b--d?;

s₁--=--634/--(5_ · 4,5) = 2,8МПа;

2.17 Напряжение изгиба

s_и--=--Е_и--(d/d_A);

s_и--=--1__--(4,5/25_)--=--1,8--МПа;

2.18 Напряжение от центробежной силы

s_--t--=--рu²1_^-6;

s_t--=--11__--·--12²--·--1_^-6--=--_,15--МПа;

2.19 Максимальное напряжение

s_max=--s₁--+--s_и--+--s_t;

s_max=--2,8--+--1,8--+--_,15--=--4,75--МПа;

Условие s_max < 7 МПа выполнено;

2.20 Проверка долговечности ремня

число пробегов l--=--u?L;

l--=??2/4,5--=--2,6с^-1;

С_i = 1,5³vi - 0,5;

С_i = 1,5³v2,3 - 0,5 = 1,45;

С_н = 1 при постоянной нагрузке.

Долговечность.

Н₀ = (s⁶_????⁷С_i С_н₎ / (?s⁶_max2 · 3600?l);

Н₀ = (7⁶ · 10⁷ · 1,45) / (4,75⁶ · 2 · 3600 · 2,6) = 7834ч.

2.21 Нагрузка на валы передачи

F_н = 3 F₀sina/2;

F_н = 3 · 405 · sin168/2 = 1208Н.

3. Расчет зубчатых колес редуктора

3.1 Выбор материала зубчатых колес

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (таб.33): для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость HB 230; для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, но твердость на 30 единиц ниже - HB 200.

3.2 Определяем допускаемые контактные напряжения

[у _H] = у _H_lim_b K _HL / [S _H];

где у _H_lim_b - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

у _H_lim_b = 2HB + 70

K _HL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают

K _HL = 1; коэффициент безопасности [S _H] = 1.10

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле (3.10) гл.3:

[у _н] = 0.45 ([у _H₁] + [у _H₂]);

для шестерни

[у _H₁] = ( (2HB₁ + 70) · K_HL) / [у _H_] = ( (2 · 230 + 70) ·1) / 1.1 ? 481 (МПа).

для колеса

[у _H₂] = ( (2HB₂ + 70) · K_HL) / [у _H_] = ( (2 · 200 + 70) · 1) / 1.1 ? 428 (МПа).

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

[у _H] = 0.45 · (482 + 428) = 410 (МПа);

Требуемое условие [у _H] ? 1.23 [у _H₂] выполнено.

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле:

a _щ = K _a · (u + 1) ³v ( (Т₃ К_HB) / ([у _H] ² u² ш_ba₎);

где для косозубых колес К_а = 43, а передаточное число нашего редуктора U _ред= 5;

К _HB_-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. По таб.3.1 принимаем К _HB = 1.25.

ш _ba_-коэффициент ширины зубчатого венца. Принимают для косозубых колесш _ba = 0,4.

а_щ = 43 (5 + 1) ³v ( (511 · 10³ · 1.25) / (410² · 5² · 0.4)) = 185,7мм.

Принимаем межосевое расстояние по ГОСТ 2185 - 66 ближайшее значение а _щ= 200 (мм).

Определяем модуль зацепления:

m _n= (0.01 - : - 0.02) · a _щ = (0.01 - : - 0.02) · 200 = 2 - : - 4мм,

принимаем по ГОСТ 9563 - 60 m _n = 2,5 (мм).

Принимаем предварительно угол наклона зубьев в = 10? и определяем число зубьев шестерни и колеса:

z₁= (2a _щ · cos в) / ( (u + 1) · m _n);

z₁ = (2 · 200 · cos 10?) / ( (5 + 1) · 2,5) = 26,2;

Принимаем z₁ = 26; тогда z₂= z₁ · U = 26 · 5 = 130.

Уточненное значение угла наклона зубьев

cos в = ( (z₁ + z₂) · m_n) / 2a _щ = ( (26 + 130) · 2,5) / 2 · 200 = 0.9750;

в = 12? 50ґ

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные

d₁ = z₁ (m _n / cos в) = 26 · (2,5/0.9750) = 66,66 (мм);

d₂ = z₂ (m _n / cos в) = 130 · (2,5/0.9750) = 333,34 (мм);

Проверка: а _щ = (d₁ + d₂) / 2 = 66,66 + 333,34/2 = 200 (мм).

диаметры вершин зубьев

d _a₁ = d₁ + 2m_n = 66,66 + 2 · 2,5 = 71,66 (мм);

d _a₂ = d₂ + 2m _n = 333,34 + 2 · 2,5 = 338,34 (мм),

ширина колеса b ₂ = ш _ba · a _щ = 0.4 · 200 = 80 (мм);

ширина шестерни b ₁ = b ₂ + 5 = 80 + 5 = 85 (мм);

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

ш _bd= b _1/d ₁ = 85/66,66 = 1,275

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

х = (щ ₁ · d ₁) / 2 = (42,52 · 66,66) / (2 · 10³) = 1,41 (м/с);

При такой скорости для шевронных колес следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки

K _H = K _Hв · K _Hб · K _Hх;

Значение K _Hв даны в таб.3.5; при ш _bd = 1,275, твердости HB ? 350 и симметричным расположением колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения ременной передачи K _Hв ? 1.155.

По таб.3.4 глава 3 при х = 1,41 м/с и 8-й степени точности K _Hб ? 1.07. По таб.3.6 для шевронных колес при х ? 5 м/с имеем K _Hх = 1.0. Таким образом

K _H = 1.155 · 1.07 · 1.0 = 1.235;

Проверка контактных напряжений по формуле:

у _H = 270/a _щv ( (Т₃ K _H (u + 1) ³) / (b₂ u²)) = 270/200 v ( (511 · 10³ · 1.155 · 216) / 2000) = 340 МПа ? [у] = 410 МПа. Прочность обеспечена!

Силы, действующие в зацеплении:

окружная F_t = 2T_в / d₁ = 2 · 126 · 10^3/66,66 = 3780 (H);

радиальная F_r = F_t · (tg б / cos в) = 3780 · (0.36 /0,97) = 1402 (H);

осевая F_a= F_t · tg в = 3780 · 0.221 = 835 (H).

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

у = F_t · K_F · Y_в · K _Fб / (b · m _n) ? [у _F];

Здесь коэффициент нагрузки K _F = K _Fв K _Fх. По таб.3.7 при ш _bd = 1,275 твердости HB ? 350 и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор K _Fв = 1.33. По таб.3.8 K _Fх = 1.3 Таким образом, коэффициент K _F = 1.33 · 1.3 = 1.73; Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зуба z _х

у шестерни z _х₁ = z_1/cos³ в = 26/0.935 ? 28;

у колеса z _х₂ = z_2/cos³ в = 130/0.935 ?140;

Y_F₁ = 3,84 и Y_F₂ = 3.60

Допускаемое напряжение по формуле

[у _F] = у?_F_lim_b / [S _F];

По таб.3.9 для стали 45 улучшенной при твердости HB ? 350 у?_F_lim_b = 1.8 HB.

Для шестерни у?_F_lim_b = 1.8 · 230 = 414 МПа; для колеса у?_F_lim_b = 1.8 · 200 = 360 МПа. [S _F] = [S _F] ґ · [S _F] ґґ - коэффициент безопасности. Где [S _F] ґ = 1.75,[S _F] ґґ = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [S _F] = 1.75

Допускаемые напряжения:

для шестерни [у _F₁] = 414/1.75 = 236 МПа;

для колеса [у _F₂] = 360/1.75 = 206 МПа.

Находим отношение [у _F] / Y_F:

для шестерни 236/3,84 = 61 МПа;

для колеса 206/3.60 = 57 МПа.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Y_в и K _Fб_::

Y _в = 1 - в / 140 = 1 - (12/140) = 0.9142;

K _F_у = (4 + (е_б - 1) · (n - 5)) / 4е_б

для средних значений коэффициента торцевого перекрытия е _б = 1.5 и 8-й степени точности K _Fб = 0.91.

Проверяем прочность зуба по формуле:

у _F₂ = (F_t · K_F · Y_F · Y_в · K _Fб) / (b₂ m _n) ? [у _F]

у _F₂ = (3780 · 1.73 · 3.6 · 0.91 · 0.91) / (80 · 2,5) ? 97 МПа < [у _F₂] = 206 МПа.

Условие прочности выполнено!

4. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

У подобранного электродвигателя (табл. П2) диаметр вала 38мм. Примем d_дв=38мм.

Ведомый вал:

Учитывая влияние изгиба вала от напряжения ремня, принимаем [ф_k] = 20 МПа.

Диаметр выходного вала:

d_В1 = ³v ( (16Т_k_в) / (р [ф_k])) = ³v (16 · 126 · 10³) / (3.14 · 20) = 31,4 (мм);

Из стандартного ряда принимаем:

d_В1 = 32 (мм);

d_П1 = 40 (мм);

d_К1 = 48 (мм).

Шестерню выполним за одно целое с валом.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Ведомый вал:

диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [ф_k] = 25 МПа по формуле:

d_В2 = ³v ( (16T_k₃) / (р [ф_k])) = ³v16 · 511 · 10^3/ (3.14 · 25) ? 47,1 (мм);

Из стандартного ряда принимаем:

d_В2 = 48 (мм);

d_П2 = 55 (мм);

d_К2 = 65 (мм).

Размещено на http://www.allbest.ru/

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняют заодно с валом; ее размеры определены выше:

d₁ = 66,66 (мм); d _a1 = 71,66 (мм); b₁ = 85 (мм).

Колесо кованное:

d₂ = 333,34 (мм); d _a₂ = 338,34 (мм); b₂ = 80 (мм).

d _ст = 1.6 · d _k₂ = 1.6 · 65 = 104 (мм);

длина ступицы:

l _ст (1.2 - : - 1.5) · d _k₂ = (1.2 - : - 1.5) · 65 = 78 - : - 98 (мм);

принимаем l _ст = 80 (мм).

Толщина обода:

д_о = (2.5 - : - 4) · m _n = (2.5 - : - 4) · 2,5 = 6,25 - : - 10 (мм),

принимаем - д_о = 10 мм.

Название параметров

Обозначение

Величина

Модуль

Число зубьев

Делительный диаметр

Диаметр вершин зубьев

Ширина колеса

Число зубьев

Делительный диаметр

Диаметр вершин зубьев

Ширина колеса

Диаметр ступицы

Длина ступицы

Толщина обода

Гол наклона зубьев

m

z₁

d₁

d _a1

b₁

z₂

d₂

d_a2

b₂

d_ст

l_ст

д_о

в

2,5

26

66,66

71,66

85

130

333,34

338,34

80

104

80

10

12⁰50ґ

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

д = 0.025 · а + 1 = 0.025 · 200 + 1 = 6 (мм),

принимаем д₁ = 8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и крышки:

b = 1.5д = 1.5 · 8 = 12 (мм); b₁ = 1.5д₁ = 1.5 · 8 = 12 (мм);

нижнего пояса корпуса:

p = 2.35д = 2.35 · 8 = 19 (мм); принимаем p = 20 (мм).

Диаметр болтов:

фундаментальных

d₁ = (0.03 - : - 0.036) · a + 12 = (0.03 - : - 0.036) · 200 + 12 = 18 - : - 19.2 (мм);

принимаем болты с резьбой М20;

крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂ = (0.7 - : - 0.75) · d₁ = (0.7 - : - 0.75) · 20 = 14 - : - 15 (мм);

принимаем болты с резьбой М; 16,

соединяющих крышку с корпусом

d₃ = (0.5 - : - 0.6) · d₁ = (0.5 - : - 0.6) · 20 = 10 - : - 12 (мм);

принимаем болты с резьбой М12

7. Первый этап компоновки редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и шкива относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняют в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1: 1, чертить тонкими линиями.

Примерно посередине места параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии а _щ = 200 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длинна ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А₁ = 1.2д; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = д;

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = д; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни.

Предварительно намечаем роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическими роликами (по ГОСТ 8328-75) средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников d _П1 = 40 мм и d _П2 = 55 мм.

По табл. П3 имеем:

Условное обозначение подшипника

d

D

B

Грузоподъемность, кН

Размеры, мм

С

С _о

308

311

40

55

90

120

23

29

41

71,5

22,4

41,5

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер y = 8 - : - 12 мм.

Измерением находим расстояния на ведущем валу l₁ и на ведомом l₂

Принимаем окончательно l₁ = l₂ = 82мм.

Глубина гнезда подшипника l_r= 1,5В; для подшипника 308 В = 23, l_r= 1,5 · 23 = 34,5мм. примем l_r= 34мм.

Для подшипника 311 В = 29, l_r= 1,5 · 29 = 43,5мм примем l_r= 43мм.

Толщину фланца крышки подшипника принимают примерно равной диаметру d₀ отверстия; в этом фланце = 14мм.

Высоту головки болта примем 0,7d₆ = 0,7 · 12 = 8,4мм.

8. Второй этап компоновки редуктора

Второй этап компоновки имеет конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

Примерный порядок выполнения следующий.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Конструируем узел ведущего вала:

а) наносим осевые линии, удаленные от средины редуктора на расстояние l₁^.Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения (можно вычерчивать одну половину подшипника, а для второй половины нанести габариты);

б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца. ИХ торцы должны выступать внутрь корпуса на 1 - 2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники (диаметром 40 мм). Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;

в) вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками (толщиной ? 1 мм) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем свидетельствует, вырыв на плоскости разъема.

Войлочные и фетровые уплотнители применяют главным образом в узлах, заполненных пластичной смазкой. Уплотнения манжетного типа широко используют как при пластичных, так и при жидких смазочных материалах;

г) переход вала диаметром 40 присоединительному кольцу диаметром 32 выполняют на расстоянии 10 - 15 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица муфты не задевала за головки болтов крепления крыши.

Длина присоединительного конца вала диаметром 32 определяется длиной ступицы муфты.

Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на следующие особенности:

а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки - с другой; место перехода вала от диаметра 65 мм к диаметру 60 мм смещаем на 2-3 мм внутрь распорной втулки с тем, чтобы гарантировать прижатие мазеудерживающего кольца торцу втулки (а не к заплечнику вала!);

б) отложив от середины редуктора расстояние l₂, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники (если нет особых указаний, то можно располагать оси подшипников ведущего и ведомого валов на одной прямой линии);

в) вычерчиваем мазеудерживающие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами;

г) откладываем расстояние l ₃ и вычерчиваем звездочку цепной передачи; ступица звездочки может быть смещена в одну сторону для того, чтобы вал не выступал за пределы редуктора на большую длину.

Переход от диаметра 60 мм к диаметру 55 мм смещаем на 2 - 3 мм внутрь подшипника с тем, чтобы гарантировать прижатие кольца к внутреннему кольцу подшипника (а не валу!). Это кольцо - между внутренним кольцом подшипника и ступицей звездочки - не допускает касания ступицы и сепаратора подшипника;

д) от осевого перемещения звездочка фиксируется на валу торцевым креплением. Шайба прижимается к торцу ступицы одним или двумя

винтами. Следует обязательно предусмотреть зазор между торцом вала и шайбой 2 - 3 мм для натяга.

На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360 - 78. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5 - 10 мм меньше длин ступиц.

Непосредственным измерением уточняем расстояния между опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых колес и звездочки относительно опор. При значительном изменении этих расстояний уточняем реакции опор и вновь проверяем долговечность подшипников.

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонка призматическая со скругленными торцами.

Размеры сечений шпонок - по ГОСТ 23360-78 (см. таб.8.9).

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле:

у ^max_см? 2T / (d · (h - t₁) · (l - b)) ? [у _см]

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [у _см] = 100 - : - 120 (МПа), при чугунной [у _см] = 50 - : - 70 (МПа).

Ведущий вал: d = 32 мм; b h = 10 8; t₁ = 5.0 мм; длинна шпонки l = 70 мм; момент на ведущем валу T₁ = 126 · 10³ (H · мм).

у _см = (2 · 126 · 10³⁾/ (32 · (8 - 5.0) · (70 - 10)) = 43,75 (МПа) < [у _c_м]

Ведомый вал: Из двух шпонок - под зубчатым колесом и под звездочкой - более нагружена вторая (меньше диаметра вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под звездочкой: d = 48 мм; b h = 14 9; t₁ = 5.5 мм; длина шпонки l = 80мм; момент на ведущем валу T₁ = 511 · 10³ (H · мм).

у _см = 2 · 511 · 10^3/ (48 · (9 - 5,5) · (80 - 14)) = 90,79 (МПа) < [у _см].

Условие у _см < [у _см] выполнено!

Литература

1. С.А. Чернявский "Курсовое проектирование деталей машин". - Москва, 1987.

2. Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда " Детали машин". Минск УП "Технопринт" 2002.

3. И.Е. Макарский "Основы технологии машиностроения". - Минск, 1997.

Размещено на Allbest.ru

курсовая работа "Детали текстильных машин, расчет редуктора" скачать

Подобные документы

Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора
Кинематический расчет электродвигателя. Расчет зубчатых колес и валов редуктора, параметров открытой передачи. Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса. Проверка долговечности подшипников и прочности шпоночных соединений. Выбор и анализ посадок.

курсовая работа [555,8 K], добавлен 16.02.2016

Проектирование одноступенчатого редуктора и цепной передачи для привода ленточного конвейера
Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчет цепной передачи. Проверка долговечности подшипника, прочности шпоночных соединений. Выбор сорта масла.

курсовая работа [1,2 M], добавлен 05.12.2012

Проектирование привода к шнеку
Кинематический расчёт привода. Расчет зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Проверка прочности шпоночных соединений. Расчет цепной передачи. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора. Выбор основных посадок деталей.

курсовая работа [378,9 K], добавлен 18.08.2009

Расчет и проектирование привода к скребковому конвейеру
Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода скребкового конвейера. Расчет открытой и закрытой зубчатой передачи. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Первый этап компоновки редуктора. Проверка прочности шпоночных соединений. Выбор муфты.

курсовая работа [2,0 M], добавлен 20.04.2016

Выбор основных параметров редуктора
Выбор электродвигателя, расчет зубчатых колёс и валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса. Расчет цепной передачи. Этапы компоновки редуктора. Проверка долговечности подшипника, прочности шпоночных соединений. Выбор сорта масла.

курсовая работа [595,9 K], добавлен 26.10.2011

Проект привода тестоделительной машины
Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет, расчет клиноременной передачи, зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Этапы компоновки редуктора. Проверка долговечности подшипников. Уточненный расчет валов.

курсовая работа [616,5 K], добавлен 29.09.2010

Расчёт редуктора
Проектирование привода для ленточного транспортера. Кинематический расчет и выбор электродвигателя. Расчет зубчатых колес редуктора, валов и выбор подшипников. Конструктивные размеры шестерни и колеса корпуса редуктора. Этапы компоновки, сборка редуктора.

курсовая работа [224,9 K], добавлен 29.01.2010

Проектирование редуктора
Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет клиноременной передачи привода, зубчатых колес редуктора, валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Компоновка редуктора. Проверка долговечности подшипников.

курсовая работа [505,0 K], добавлен 11.11.2008

Привод люлечного элеватора
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчет зубчатых колес и валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса редуктора. Расчет цепной передачи, компоновка редуктора. Проверка долговечности и прочности подшипника.

курсовая работа [136,1 K], добавлен 31.05.2010

Сборка и расчет редуктора
Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода. Расчет зубчатых колес. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Подбор подшипников и шпонок для валов. Первый этап компоновки редуктора. Выбор смазки.

курсовая работа [421,3 K], добавлен 29.02.2016

Другие документы, подобные "Детали текстильных машин, расчет редуктора"

главная

рубрики

по алфавиту

вернуться в начало страницы

вернуться к началу текста

вернуться к подобным работам

Рубрики

По алфавиту

Закачать файл

Заказать работу

весь список подобных работ

скачать работу можно здесь

сколько стоит заказать работу?

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъемность, кН
	Размеры, мм	С	С _о
308 311	40 55	90 120	23 29	41 71,5	22,4 41,5

Детали текстильных машин, расчет редуктора

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Задание

Спроектировать привод к конвейеру по схеме.

Мощность на ведомом валу Р1 = 4,5 кВт.

Угловая скорость щ = 2,8р.

Представить расчетно-пояснительную записку с полным расчетом привода.

1. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

1.1 Определяем общий КПД привода

? общ = ? ред ·?2подш ·?рем. п

По таблице 1.1 принимаем:

? ред = 0.97;

? рем. п. = 0.96;

? подш = 0.99;

? общ = 0.97 · 0.96 · 0.992 = 0.91.

1.2 Определяем требуемую мощность электродвигателя

P дв = Р3/? общ = 4,5/0.91 = 4,94 кВт.

nдв= 1000 - 22 = 978 об/мин

1.4 Определяем общее передаточное отношение привода

U общ = U ред · U рем. п;

U общ = nдв/ n3 = щдв. / щ3;

щ = рnдв/30. = (3,14 · 9,78) / 30 = 0,1 nдв;

щдв = 0,1 nдв = 1,1 · 978 = 97,8 рад/с;

n3 = 30 · щ3 = 30 · 2,8 = 84 об/мин;

U общ= nдв/ n3= 978/84 = 11,64;

11,64 = 2,3 · 5;

U ред= 5; U рем. п= 2,3;

1.5 Определяем вращающие моменты на валах редуктора

Т = Р / щ;

Т А = Р дв / щ дв = 5500 · / 97,8 = 56,2 (Н · м)

Т 3 = Т С= Р3/ щ3= 4500/2,8 · 3,14 = 511,94 (Н · м)

1.6 Определяем частоты вращения и угловые скорости валов привода

РВ/РА= ? рем. п.

РВ= Рдв· ? рем. п. =5,5·0,96=5,4 кВт;

nА/ nВ= U рем. п;

nВ= nА/ U рем. п=978/2,3=425,21 об/мин;

щВ= щА/ U рем. п=97,8/2,3=42,52 рад/с;

Т В= РВ/ щВ=5400/42,52=126,99 (Н · м);

2. Расчет плоскоременной передачи

2.1 Диаметр ведущего шкива

dA = 6 3vTA;

dA = 6 3v (56,2· 103) = 229,8 мм. Принимаем dA = 250 мм.

2.2 Диаметр ведомого шкива

dВ = dA i (1 - E);

i = U рем. п; E = 0,01 - относительное скольжение ремня;

dВ = 250 · 2,3 (1 - 0,01) = 569 мм.

Принимаем dВ = 560 мм.

2.3 Передаточное отношение

i = dВ / (dA (1 - 0,01));

i = 560/250 (1 - 0,01) = 2,262;

отклонение: ?С i / i = (2,262 - 2,3) · 100/2,3 = 1,65%;

допускается до 3%;

2.4 Межосевое расстояние

а = 2 (dA + dВ);

а = 2· (250 + 560) = 1620 мм.;

2.5 Угол обхвата малого шкива

a?А = 180 - 60 ( (dВ - dA) / а);

a?А = 180 - 60 ( (560 - 250) / 1620) = 168?

2.5 Длина ремня

L = 2a + 0,5p (dA + dВ) + ( (dВ - dA) 2/4а);

L = 2 · 1620 + 0,5 · 3,14 (250 + 560) + ( (560 - 250) 2/4 · 1620 = 4526мм.

2.6 Скорость ремня

u--=--(p dA nдв) /60;

u--=--(3,14--·--_,--25--·--978)/6_--=--12м/с.

2.7 Окружная сила

F1 = Pдв/?u;

F1 = 5500/12 = 458Н;

Из табл.7.1 выбираем ремень Б800 с числом прокладок z =3,d??= 1,5мм,р0 = 3 Н/мм. Проверяем выполненные условия d--<--_,_25 dA.

d--=--d?z = 1,5· 3 = 4,5 мм.

0,025 · 250 = 6,25мм.

Условие выполнено.

2.8 Коэффициент угла обхвата

Сa--=--1-----_,__3(1-----a1);

Сa--=--1-----_,__3(18_-----168)--=--_,96;

2.9 Коэффициент, учитывающий влияние скорости ремня

Сu--=--1,_4-----_,___4--u2;

Сu--=--1,_4-----_,___4--·--122--=--_,98;

2.10 Коэффициент режима работы Ср - по табл.7.5

Для передачи к ленточному конвейеру при постоянной нагрузке Ср= 1,0;

2.11 Коэффициент, учитывающий угол наклона линии ценров передачи, Сq

Мощность на ведомом валу Р₁ = 4,5 кВт.

? _общ = ? _ред ·?²_подш ·?_рем_._п

? _ред = 0.97;

? _рем_._п_.= 0.96;

? _подш= 0.99;

? _общ= 0.97 · 0.96 · 0.99²= 0.91.

P _дв = Р_3/? _общ = 4,5/0.91 = 4,94 кВт.

n_дв= 1000 - 22 = 978 об/мин

U _общ = U _ред · U _рем_._п;

U _общ= n_дв/ n₃ = щ_дв_./ щ₃;

щ = рn_дв/30_.= (3,14 · 9,78) / 30 = 0,1 n_дв;

щ_дв= 0,1 n_дв = 1,1 · 978 = 97,8 рад/с;

n₃ = 30 · щ₃ = 30 · 2,8 = 84 об/мин;

U _общ= n_дв/ n₃= 978/84 = 11,64;

U _ред= 5; U _рем_._п= 2,3;

Т _А = Р _дв / щ _дв = 5500 · / 97,8 = 56,2 (Н · м)

Т ₃ = Т _С= Р₃/ щ₃= 4500/2,8 · 3,14 = 511,94 (Н · м)

Р_В/Р_А= ? _рем_._п_.

Р_В= Р_дв· ? _рем_._п_.=5,5·0,96=5,4 кВт;

n_А/ n_В= U _рем_._п;

n_В= n_А/ U _рем_._п=978/2,3=425,21 об/мин;

щ_В= щ_А/ U _рем_._п=97,8/2,3=42,52 рад/с;

Т _В= Р_В/ щ_В=5400/42,52=126,99 (Н · м);

d_A = 6 ³vT_A;

d_A = 6 ³v (56,2· 10³) = 229,8 мм. Принимаем d_A = 250 мм.

d_В = d_A i (1 - E);

i = U _рем_._п; E = 0,01 - относительное скольжение ремня;

d_В = 250 · 2,3 (1 - 0,01) = 569 мм.

Принимаем d_В = 560 мм.

i = d_В / (d_A (1 - 0,01));

а = 2 (d_A + d_В);

a?_А = 180 - 60 ( (d_В - d_A) / а);

a?_А = 180 - 60 ( (560 - 250) / 1620) = 168?

L = 2a + 0,5p (d_A + d_В) + ( (d_В - d_A) ²/4а);

L = 2 · 1620 + 0,5 · 3,14 (250 + 560) + ( (560 - 250) ²/4 · 1620 = 4526мм.

u--=--(p d_A n_дв) /60;

F₁ = P_дв/?u;

F₁ = 5500/12 = 458Н;

Из табл.7.1 выбираем ремень Б800 с числом прокладок z =3,d_??= 1,5мм,р₀ = 3 Н/мм. Проверяем выполненные условия d--<--_,_25 d_A.

d--=--d_?z = 1,5· 3 = 4,5 мм.

С_a--=--1-----_,__3(1-----a₁);

С_a--=--1-----_,__3(18_-----168)--=--_,96;

С_u--=--1,_4-----_,___4--u²;

С_u--=--1,_4-----_,___4--·--12²--=--_,98;

2.10 Коэффициент режима работы С_р - по табл.7.5

Для передачи к ленточному конвейеру при постоянной нагрузке С_р= 1,0;

2.11 Коэффициент, учитывающий угол наклона линии ценров передачи, С_q

При наклоне до 60? принимаем С_? = 1,0;

[р] = р₀ С_a С_u С_р С_q;

b > F₁/ (z [р]);

F₀ = s_{_}--b--d;

F₀ = 1,8 · 50 · 4,5 = 405Н;

ведущей F₁ = F₀ + 0,5 F₁;

F₁ = 405 + 0,5 · 458 = 634Н;

ведомой F₂ = F₀ - 0,5 F₁;

F₂ = 405 - 0,5 · 458 = 176Н;

2.16 Напряжение от силы F₁

s₁--=--F₁/--(b--d?;

s₁--=--634/--(5_ · 4,5) = 2,8МПа;

s_и--=--Е_и--(d/d_A);

s_и--=--1__--(4,5/25_)--=--1,8--МПа;

s_--t--=--рu²1_^-6;

s_t--=--11__--·--12²--·--1_^-6--=--_,15--МПа;

s_max=--s₁--+--s_и--+--s_t;

s_max=--2,8--+--1,8--+--_,15--=--4,75--МПа;

Условие s_max < 7 МПа выполнено;

l--=??2/4,5--=--2,6с^-1;

С_i = 1,5³vi - 0,5;

С_i = 1,5³v2,3 - 0,5 = 1,45;

С_н = 1 при постоянной нагрузке.

Н₀ = (s⁶_????⁷С_i С_н₎ / (?s⁶_max2 · 3600?l);

Н₀ = (7⁶ · 10⁷ · 1,45) / (4,75⁶ · 2 · 3600 · 2,6) = 7834ч.

F_н = 3 F₀sina/2;

F_н = 3 · 405 · sin168/2 = 1208Н.

[у _H] = у _H_lim_b K _HL / [S _H];

где у _H_lim_b - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

у _H_lim_b = 2HB + 70

K _HL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают

K _HL = 1; коэффициент безопасности [S _H] = 1.10

[у _н] = 0.45 ([у _H₁] + [у _H₂]);