Привод галтовочного барабана
Редуктор как механизм из зубчатых или червячных передач, заключенный в отдельный закрытый корпус и работающий в масляной ванне. Электродвигатели асинхронные с короткозамкнутым ротором. Кинематический и силовой расчет привода, клиноременная передача.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 04.05.2017 |
| Размер файла | 1,3 M |
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/
Министерство науки и образования РФ
ГОУ СПО Октябрьский нефтяной колледж им. С. И. Кувыкина
ПРИВОД ГАЛТОВОЧНОГО БАРАБАНА КП 150411 02 СД.06 6.3 00 00 ПЗ
Выполнил В.М. Малинин
Содержание
Введение
1. Организационная часть
1.1 Краткое описание устройства привода
2. Расчетная часть
2.1 Выбор электродвигателя
2.2 Кинематический и силовой расчет привода
2.3 Расчет клиноременной передачи
2.4 Расчет закрытой передачи редуктора
2.5 Проектный расчет валов редуктора
2.6 Конструктивные размеры шестерни и колеса
2.7 Эскизная компоновка редуктора
2.8 Подбор подшипников качения
2.9 Проверочный расчет шпоночных соединений
2.10 Проверочный расчет тихоходного вала
2.11 Определение технического уровня редуктора
2.12 Смазка редуктора
Список литературы
Введение
Редуктор - это механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, заключенный в отдельный закрытый корпус и работающий в масляной ванне. Назначение редуктора - понижение частоты вращения и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Редуктор, как законченный механизм, соединяется с двигателем и рабочей машиной муфтами. Это принципиально отличает его от зубчатой передачи, встраиваемой в исполнительный механизм. В корпусе редуктора на валах неподвижно закреплены зубчатые или червячные передачи. Валы опираются в основном на подшипники качения. Подшипники скольжения применяют в специальных случаях, когда к редуктору предъявляются повышенные требования по уровню вибраций и шума, при очень высоких частотах вращения, при отсутствии подшипников качения нужного размера или при очень близком расположении параллельных валов редуктора.
Редукторы широко применяют в различных отраслях народного хозяйства, в связи, с чем число разновидностей редукторов велико. Ориентироваться во всём многообразии редукторов поможет классификация их по типам, типоразмерам и исполнениям.
Достоинства зубчатых редукторов:
? постоянство передаточного числа и компактность;
? высокий К.П.Д. и длительный срок службы;
? простота обслуживания;
К недостаткам следует отнести следующее:
? для изготовления быстроходных передач требуются станки высокой точности;
? передачи не могут быть предельными и при перегрузке не предохраняют от поломки другие детали машины.
? наличие вибраций;
? невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа.
? при больших межосевых расстояниях зубчатая передача получается громоздкой.
1. Организационная часть
1.1 Краткое описание устройства привода
Исходные данные для расчета:
- мощность на приводном валу рабочей машины Р3, кВт 3,5
- частота вращения приводного вала рабочей машины n3, об/мин 75
Рисунок 1 - Кинематическая схема привода
Данный привод состоит из цилиндрического косозубого редуктора, на ведущем валу которого находится ведомый шкив открытой ремённой передачи. Привод осуществляется от асинхронного электродвигателя, на валу которого, находится ведущий шкив ремённой передачи.
Редуктор данного привода с вертикальным расположением быстроходного и тихоходного валов. Вращение в приводе передается от электродвигателя редуктору посредством клинового ремня. Пройдя через редуктор, вращение передается непосредственно на вал рабочей машины.
При всем конструктивном разнообразии общепромышленных редукторов они мало различаются по технико-экономическим характеристикам и поэтому ко всем параметрам редуктора применяются средние значения.
2. Расчетная часть
2.1 Выбор электродвигателя
Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От типа двигателя, его мощности, частоты вращения и прочего зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и её привода.
Общий коэффициент полезного действия
, (1)
где - КПД закрытой зубчатой передачи;
- КПД открытой ремённой переда;
- КПД пары подшипников качения;
- КПД пары подшипников скольжения.
Определим требуемую мощность двигателя , кВт:
кВт (2)
Выбираем асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором серии 4А основного исполнения (закрытые обдуваемые) номинальной мощности , большей, но ближайшей к требуемой : . Применив для расчёта четыре варианта типа двигателя. По таблице 25.3 стр. 347 для требуемой мощности подходят электродвигатели со следующих марок:
Таблица 1 - Электродвигатели асинхронные с короткозамкнутым ротором
|
Тип двигателя |
Номинальная мощность, кВт |
Частота вращения, мин-1 |
||
|
синхронная |
при ном. нагрузке |
|||
|
4АМ 90 L2 У3 |
4 |
3000 |
2840 |
|
|
4АМ 100 S4 У3 |
4 |
1500 |
1435 |
|
|
4АМ 112 МА6 У3 |
4 |
1000 |
955 |
|
|
4АМ 112 МВ8 У3 |
4 |
750 |
700 |
2.2 Кинематический и силовой расчет привода
Определим передаточное число привода для каждого варианта:
, (3)
Производим разбивку передаточного числа привода , принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным uзп=5
Таблица 2 - Передаточные числа привода
|
Передаточное число |
Варианты |
||||
|
1 |
2 |
3 |
4 |
||
|
Привода |
9,33 |
12,73 |
19,13 |
37,87 |
|
|
Цилиндрического редуктора |
5 |
5 |
5 |
5 |
|
|
Ремённой открытой передачи |
1,866 |
2,546 |
3,826 |
7,574 |
Анализируя полученные значения передаточных чисел, приходим к выводам: электродвигатель червячный передача ротор
? четвертый вариант затрудняет реализацию принятой схемы двухступенчатого привода посредством цилиндрического редуктора и ремённой передачи из-за большого передаточного числа и всего привода;
? первый вариант не рекомендуется для приводов общего назначения (двигатель весьма металлоёмкий);
? в третьем варианте получилось малое значение передаточного числа ремённой передачи, увеличение которого за счёт увеличения передаточного числа редуктора нежелательно.
Из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее второй. Здесь передаточное число ремённой передачи имеет приемлемое значение.
Определим силовые и кинематические параметры привода. Результаты расчетов сведены в таблицу 3.
Таблица 3 - Определение силовых и кинематических параметров привода
|
Параметр |
Вал |
Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме. дв - оп -зп - рм |
|||
|
Мощность Р, кВт |
дв Б Т рм |
Рдв = 3,915 |
|||
|
Частота вращения n, об/мин |
Угловая скорость щ, 1/с |
дв Б Т рм |
nном= 955 |
=99,96 |
|
|
Вращающий момент Т, Нм |
дв Б Т рм |
Кинематические и силовые параметры привода отражены в таблице 4.
Таблица 4 - Силовые и кинематические параметры привода
|
Тип двигателя 4АМ 112 МА6 У3 Рном = 4 кВт nном= 955 об/мин |
||||||||
|
Параметр |
Передача |
Параметр |
Вал |
|||||
|
З |
О |
Двигателя |
Редуктора |
Приводной рабочей машины |
||||
|
быстроходный |
тихоходный |
|||||||
|
Передаточное число u |
uзп= 5 |
uоп= 2,546 |
Рачетная мощность P1 , кВт |
Рдв=3,915 |
Р1=3,721 |
Р2=3,54 |
Ррм= 3,5 |
|
|
Угловая скорость щ, 1/с |
||||||||
|
КПД |
Частота вращения n, об/мин |
nном=955 |
n1=330 |
n2=66 |
npm=66 |
|||
|
Вращающий момент Т, Нм |
Тдв=39,2 |
Т1=94,77 |
Т2=450,35 |
Трм=445,84 |
2.3 Расчет клиноременной передачи
Исходные данные:
? Передаваемая мощность Рдв , кВт 3,915
? Вращающий момент на валу электродвигателя Тдв, Нм 39,2
? Частота вращения электродвигателя nдв, об/мин 955
? Угловая скорость электродвигателя , 1/с 99,96
? Передаточное число uоп 2,546
Рисунок 2 - Геометрические и силовые параметры ремённой передачи.
1 Проектный расчёт клиноременной передачи
Выбираем сечение клинового ремня по номограмме 5.2 стр. 86, - при Рдв=3,915 кВт, nдв= 955 об/мин - сечение УО.
По таблице 5.4 стр. 87, определяем минимально-допустимый диаметр ведущего шкива . Для ремня сечением УО и Тдв = 39,2 Нм - . В целях повышения срока службы ремней принимаем значение из стандартного ряда таблица К40 стр. 448, -d1 =90 мм.
Определяем диаметр ведомого шкива :
(4)
где - коэффициент скольжения,
принимаем стандартное значение d2=224 мм.
Определяем фактическое передаточное число :
, (5)
Отклонение передаточного числа:
, (6)
что допустимо.
Ориентировочное межосевое расстояние :
(7)
где высота сечения клинового ремня, для ремня сечения УО - h=10 мм.
Определяем расчётную длину ремня :
(8)
Выбираем ближайшее стандартное значение l=900 мм.
Уточняем значение межосевого расстояния:
(9)
Найдём угол обхвата ремнём ведущего шкива :
(10)
2 Проверочный расчёт клиноременной передачи
Определим скорость ремня
:
(11)
где допускаемая скорость для клиновых ремней,
Следовательно, условие скоростного ограничения выполняется.
Определяем частоту пробегов ремня :
(12)
где допускаемая частота пробегов ремня, условие Uгарантирует долговечность ремня - 1000…5000 ч.
следовательно, условие выполняется.
Допускаемая мощность, передаваемая одним ремнём :
(13)
где допускаемая приведённая мощность, передаваемая одним клиновым ремнём, из таблицы 5.5 для ремня УО длиной, l0=1600 мм при d1=90 мм и скорости интерполяцией определяем [P0]=1,55 кВт;
коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы, из таблицы 5.2 стр. 82 при спокойной нагрузке и односменным режимом работы -
коэффициент, учитывающий влияние угла охвата ведущего шкива, из таблицы 5.2 - для клиновых ремней приСб=0,89;
коэффициент, учитывающий влияние отношения расчётной длины ремня к базовой , из таблицы 5.2, при - Cl=0,85
коэффициент, учитывающий число ремней , предварительно определим
число ремней по формуле:
из таблицы 5.2 при z=2…3 Сz=0,95.
Определим количество клиновых ремней :
Принимаем z=4.
Определим силу предварительного натяжения :
(14)
Определим окружную силу :
(15)
Определим силы натяжения ведущей и ведомой ветвей:
(16)
(17)
Определим силу давления на вал комплекта ремней :
(18)
2.4 Расчет закрытой передачи редуктора
Исходные данные:
Быстроходный вал
? угловая скорость вала 39,26
? вращающий момент на валу Т1 , Нм 94,77
? мощность Р1 , кВт 3,721
Тихоходный вал
? угловая скорость вала 7,85
? вращающий момент на валу Т2 , Нм 450,35
? передаточное число - uзп 5
Рисунок 3 - Кинематическая схема закрытой зубчатой передачи.
1 Проектный расчет зубчатой передачи
Принимаем для шестерни термообработку - улучшение поковки и закалка ТВЧ до твёрдости HRC1 =48...53, HRC1cp=50, для колеса - улучшение поковки НВ2 = 269...302, НВ2ср. = 285
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:
[ун]1 = Н/мм2
[ун]2 = Н/мм2
Расчётное допускаемое напряжение:
[ун] = 0,45([ун]1 +[ ун]2) = 0,45(913+557) = 662 Н/мм2
Проверяем выполнение условия [ун] ? 1,23[ун]2
662 Н/мм2 ? 1,23 · 557 = 685 Н/мм2 - условие выполняется.
Принимаем допускаемые напряжения на изгиб для шестерни и колеса:
[уF]1 = 400 Н/мм2
[уF]2 = Н/мм2
Принимаем расчётные коэффициенты. Выбираем шб= 0,1 , тогда
Шd = 0,5Шб (u + 1) = 0,5 · 0,4 ·(5 + 1) = 1,2 и КНв = 1,05
Определяем межосевое расстояние:
бw = 43 · (5+1) · = 194,98 мм
Принимаем по стандарту бw = 195 мм.
Определяем модуль зацепления.
m= (0,01…0,02) · 195 = 1,95…3,9 мм.
Принимаем m=3 мм.
Определяем угол наклона зубьев
, (22)
Суммарное число зубьев
ZУ = , (23)
ZУ = .
Примем ZУ=128.
z1 = zУ/(u + 1)=128/(5+1)=21,33 примем z1 =21
z2= zУ - z1 = 128-21=107.
Фактическое передаточное число u' = 107/21 = 5,1
Отклонение от принятого передаточного числа 0%.
Уточняем действительную величину угла наклона зубьев:
, (24)
Основные геометрические размеры шестерни и колеса:
Рисунок 4 - Геометрия зубчатой цилиндрической передачи.
а) диаметры делительных окружностей
d1 = mz1=3·21=63 мм
d2 = mz2=3·107=321 мм
б) фактическое межосевое расстояние
бw' = (d1 + d2)/(2cosв) = (63 + 321)/(2cos) = 195 мм
в) диаметры вершин зубьев
da1=d1+2m=63+2·3=69 мм
da2=d2+2m=321+2·3=327 мм
в) диаметры впадин
df1=d1-2,4m=63-2,4·3=55,8 мм
df2=d2-2,4m=321-2,4·3=313,8 мм
г) ширина венца колеса и шестерни
b2 = шб·бw = 0,4 · 195 = 78, b1 = b2 + 5 = 83 мм
Силы в зацеплении:
а) окружная Ft = 2 · T2/d2= 2 · 450,35 · 103/321 = 2806 Н
б) радиальная Fr = Ft tg200/соsв = 2806· tg200/сos10,060= 1037,25Н
в) осевая Fа = Ft tgв = 2806 · tg10,060=497,8 Н
Окружная скорость:
х = щ2d2/2·103 = 7,85 · 321/2·103 = 1,26 м/с
Назначаем 9 степень точности.
Уточняем коэффициент ширины венца колеса
Шd=b2/d1=78/63 = 1,24
Тогда КHв = 1; КНб = 1,14; KHv = 1,05
2 Проверочный расчет зубчатой передачи
Контактные напряжения рабочих поверхностей зубьев:
уH=376·=337,33 Н/мм2 < [уH]= 662 Н/мм2
Условие прочности выполняется.
Вычисляем эквивалентные числа зубьев и определяем коэффициенты формы зуба шестерни и колеса:
zv1 = z1/cos3в = 21/cos3 10,060=22 YF1 = 3,98
zv2 = z2/cos3в = 107/cos310,060=112,1 YF2 = 3,6
Определяем для шестерни и колеса отношение
[уF]1/YF1 = 400/3,98 = 100,5 Н/мм2
[уF]2/YF2 = 293/3,6 = 81,4 Н/мм2
Так как 81,4 < 100,5 , то расчёт на изгиб ведём по колесу.
Определяем напряжения на изгиб:
уF = ? [уF]
KFв = 1; KFv= 1,25; KFб = 0,92; Yв = 1
уF = =50 Н/мм2 < [уF2] =293 Н/мм2
условие прочности на изгиб выполняется.
2.5 Проектный расчет валов редуктора
Исходные данные:
? вращающий момент на быстроходном валу редуктора Т1 ,Нм 94,77
? вращающий момент на тихоходном валу редуктора Т2 ,Нм 450,35
? допускаемое напряжение при кручении , Н/мм2 10…25
1 Расчёт быстроходного вала.
Принимаем допускаемое напряжение =25 Н/мм2
Определим диаметр выходного конца вала (см. рисунок 6):
(19)
По ГОСТ принимаем
Длина выходного конца вала под шкив ремённой передачи :
(20)
мм , конструктивно принимаем мм.
Определим диаметр вала под уплотнение крышки с отверстием и правый подшипник :
(21)
где - высота буртика, при диаметре ступени из табл. 7.1 стр. 112
Определим длину ступени вала под правый подшипник и уплотнение крышки подшипника :
(22)
Определим диаметр вала под шестерню :
(23)
где - координата фаски подшипника, при диаметре ступени из таблицы 7.1 стр. 112
принимаем
Длину ступени вала под шестерню определим графически по эскизной компоновке.
Диаметр вала под левый подшипник: .
По диаметру вала в местах посадки подшипников в соответствии с таблицей 7.2 стр. 115 для быстроходного вала косозубой цилиндрической передачи предварительно намечаем радиально-упорные шарикоподшипники средней серии 36307, имеющие следующие размеры: d= 35 мм; D1=80 мм; В1 =21 мм.
Определим длину ступени вала под правый подшипник :
(24)
где - толщина маслозащитного кольца,
Размещено на http://www.allbest.ru/
Рисунок 5 - Конструкция быстроходного вала цилиндрического редуктора.
2 Расчёт тихоходного вала
При расчёте тихоходн
ого вала принимаем1=15 Н/мм2
Определим диаметр выходного конца вала по формуле:
мм
По ГОСТ принимаем
Определим длину выходного конца тихоходного вала :
(25)
мм, принимаем мм
Определим диаметр вала под левый подшипник формуле
где - высота буртика, при диаметре ступени
Принимаем стандартное значение диаметра .
Определим длину ступени вала под левый подшипник :
(26)
.
Определяем диаметр вала под колесо по формуле:
Принимаем .
где - координата фаски подшипника, при диаметре ступени из таблицы 7.1 стр. 112
Диаметр вала под правый подшипник:
Длину ступени вала под колесо определим графически по эскизной компоновке.
По диаметру вала в местах посадки подшипников предварительно намечаем радиально-упорные шарикоподшипники средней серии 36313, имеющие размеры: d= 65 мм; D1=140 мм; В1 =33 мм.
Определим длину ступени под правый подшипник :
(27)
Размещено на http://www.allbest.ru/
Рисунок 6 - Конструкция тихоходного вала цилиндрического редуктора.
2.6 Конструктивные размеры шестерни и колеса
Геометрические параметры проектного расчёта передачи:
? для шестерни: d1 = 63 мм; da1=69 мм; df1=55,8 мм; b1 = 83 мм
? для колеса: d2 = 321 мм; da2=327 мм; df2=113,8 мм; b2 = 78 мм
Высчитываем дополнительные геометрические размеры передачи:
? диаметр ступицы колеса
(28)
принимаем
? высота венца колеса
(29)
принимаем s=12 мм.
? толщина ступицы колеса
(30)
? толщина диска колеса
(31)
.
Принимаем с=20 мм.
? длину ступицы колеса
(32)
Принимаем
? фаски на колесе и шестерне
(33)
принимаем f=2,0 мм.
2.7 Эскизная компоновка редуктора
Наметим расположение проекций компоновки в соответствии со схемой привода и наибольшими размерами колес. Проведём оси проекций и осевые линии валов на межосевом расстоянии друг от друга.
Вычертим зубчатую пару в соответствии с геометрическими параметрами проектного расчёта передачи:
? для шестерни: d1 = 63 мм; da1=69 мм; df1=55,8 мм; b1 = 83 мм
? для колеса: d2 = 321 мм; da2=327 мм; df2=113,8 мм; b2 = 78 мм
Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колес за внутренние стенки корпуса редуктора контур стенок проводим с зазором . Такой же зазор предусматриваем между подшипниками и контуром стенок. Расстояние y между дном корпуса и поверхностью колес принимаем Действительный контур корпуса зависит от его кинематической схемы, размеров деталей передач, системы смазки и т. п., и определяется при разработке конструктивной компоновки.
Вычерчиваем ступени вала на соответствующих осях по размерам , полученным в проектном расчёте валов.
Длина 3-й ступени получается конструктивно, как расстояние между противоположными стенками редуктора.
На 2 и 4 ступенях вычертим подшипники 36306 и 36312 по размерам:
36307 - d= 35 мм; D1=80 мм; В1 =21 мм.
36313 - d= 65 мм; D1=140 мм; В1 =33 мм.
Контуры подшипников наносим основными линиями, диагонали - тонкими.
Определяем расстояния и между точками приложения реакций подшипников валов. Для радиальных подшипников точка приложения реакции лежит в средней плоскости подшипника:
? для быстроходного вала:
(34)
где - толщина маслозащитного кольца,
? для тихоходного вала:
(35)
где - толщина прижимного кольца и зазора,
Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передачи. Наиболее распространённый способ изготовления корпусов - литьё из серого чугуна (СЧ 15). Выбираем конструкцию разъёмного корпуса, состоящего крышки и основания.
а) Форма корпуса определяется в основном технологическими, эксплуатационными и эстетическими условиями с учётом его прочности и жёсткости. Этим требованиям удовлетворяет корпус:
? прямоугольной формы, с гладкими наружными стенками без выступающих конструктивных элементов;
? подшипниковые бобышки и ребра внутри;
? стяжные болты только по продольной стороне корпуса;
? крышки подшипниковых узлов для валов редуктора - врезные;
? фундаментные лапы не выступают за габариты корпуса.
Габаритные размеры корпуса определяются размерами расположенной в корпусе редукторной пары и кинематической схемой редуктора. Редукторная пара вписывается в параллелепипед.
Толщина стенок корпуса, стенок крышки и ребер жёсткости. В проектируемом одноступенчатом редукторе толщину стенок крышки и основания корпуса принимаем одинаковыми:
(36)
Примем
б) Фланцевые соединения предназначены для соединения корпусных деталей редуктора. В корпусе проектируемого цилиндрического редуктора четыре фланца:
? фундаментный фланец основания корпуса предназначен для крепления редуктора к фундаментной раме. Опорная поверхность фланца выполнена в виде четырех небольших платиков. Редуктор крепится к раме 4 болтами М16 с шестигранной головкой;
? Фланец крышки и основания корпуса соединяет крышку корпуса с основанием по всему контуру разъёма винтами М12 с цилиндрической головкой и шестигранным углублением под ключ. На коротких боковых сторонах не соединенных винтами, фланец расположен внутрь корпуса; на длинных продольных сторонах, соединенных винтами фланец располагается: в крышке корпуса - наружу от стенки, в основании - внутрь.
? Фланец для крышки смотрового окна предназначен для крепления крышки смотрового люка винтами М6 со шлицем под отвёртку. Размеры сторон фланца, количество винтов и расстояние между ними устанавливают конструктивно в зависимости от места расположения окна и размеров крышки; высота фланца 3…5 мм.
? Опорные платики (фланцы) служат для прикрепления к корпусу сливных пробок, отдушин, маслоуказателей на крышке и основании корпуса. Размеры сторон платиков должны быть на величину больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей. Высота платика -
в) Подшипники быстроходного и тихоходного валов размещаем в подшипниковых бобышках, предназначенных для размещения комплекта деталей подшипникового узла.
Внутренний диаметр подшипниковой бобышки равен диаметру наружного кольца подшипника - , а наружный диаметр:
(37)
где - толщина стенки корпуса.
Dнар1=80+3·8=104 мм; Dнар1=140+3·8=164 мм
г) Детали и элементы корпуса
? Смотровой люк служит для контроля сборки и осмотра редуктора при эксплуатации.
Для удобства осмотра его располагают на верхней крышке корпуса, что позволяет использовать люк для заливки масла. Смотровой люк делаем прямоугольной максимально возможных размеров. Люк закрывают стальной крышкой толщиной . Для того чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль, под крышку ставят уплотняющую прокладку из картона толщиной 1,5 мм. Крышки крепятся к корпусу винтами с полукруглой головкой.
? Установочные штифты. Расточку отверстий под подшипники в крышке и основании корпуса производят в сборе.
? Перед расточкой устанавливают два фиксирующих штифта на возможно большем расстоянии друг от друга для фиксации относительного положения крышки корпуса и основания при последующих сборках. Фиксирующие конические штифты располагаем вертикально. Диаметр штифта
(38)
где где - диаметр соединительного винта,
принимаем
? Отжимные винты. Уплотняющее покрытие плоскости разъёма склеивает крышку и основание корпуса, для того чтобы обеспечить их разъединение, при разборке применяют отжимные винты, которые ставят в двух противоположных местах крышки корпуса. Диаметр винтов принимаем равным диаметру соединительных винтов.
? Для подъёма и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора применяем сквозные отверстия в корпусе.
? Отверстия под жезловый маслоуказатель и сливную пробку располагаем рядом на одной стороне основания корпуса в доступных местах.
При установке маслоуказателя и сливной пробки с цилиндрической резьбой обязательно применяют уплотнительные прокладки из паронита или резиновое кольцо.
2.8 Подбор подшипников качения
Проводим предварительный выбор подшипников редуктора
В соответствии с таблицей 7.2 стр.115 выбираем тип, серию и схему установки подшипников: для цилиндрической косозубой передачи - радиальн0-упорные однорядные шарикоподшипники средней серии.
Выбираем типоразмер подшипников по величине диаметра внутреннего кольца, равного диаметру 2-ой и 4-ой ступеней.
Выписываем основные параметры подшипников валов: геометрические размеры и значение грузоподъёмности:
? - диаметр внутреннего кольца подшипника;
? - диаметр наружного кольца подшипника;
? - ширина шарикоподшипников;
? - динамическую грузоподъёмность;
? - статическую грузоподъёмность.
№ 36307 - d= 35 мм; D1=80 мм; В1 =21 мм.
№ 36313 - d= 65 мм; D1=140 мм; В1 =33 мм.
Исходные данные:
? вращающий момент на быстроходном валу редуктора Т1 ,Нм 94,77
? вращающий момент на тихоходном валу редуктора Т2 ,Нм 450,35
? угловая скорость быстроходного вала щ1 , с-1 39,26
? угловая скорость тихоходного вала щ2 , с-1 7,85
? окружная сила зубчатой передачи Ft , Н 2806
? радиальная сила зубчатой передачи Fr , Н 1037,25
? осевая сила зубчатой передачи Fа , Н 497,8
? консольная сила от открытой передачи Fоп , Н
? делительный диаметр шестерни d1 , мм 63
? делительный диаметр колеса d2 , мм 321
? расстояние между точками приложения консольной силы и реакциями ближайшей опоры
? расстояние между реакциями опор валов lб , lТ , мм 150
1 Расчёт подшипников быстроходного вала
Нанесём составляющие реакций подшипников:
? опора А -
? опора B -
Определяем реакции опор от сил действующей в горизонтальной плоскости
;
;
RAX = 1196,405 Н RBX = 1196,405 Н
Проверка:
Определим изгибающие моменты в опасных сечениях вала:
МY1 = МY2 = МY4=0
МY3 = -RAX ·lБ/2 = -1196,405·0,15/2=-83,75 Нм
Построим в масштабе эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости
в масштабе (рисунок 8)
Определяем реакции опор от сил действующих в вертикальной плоскости
;
;
RAY = 516,23 Н RBY = 364,2 Н
Проверка
Определяем изгибающие моменты в опасных сечениях вала:
МХ1 = МХ2= МХ4=0
МХ3= RBY ·lб/2= 364,2 · 0,15/2 = 25,5 Нм
МX3= RАY ·lб/2= 516,23 · 0,15/2 = 36,14 Нм
Построим в масштабе эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости и эпюру крутящих моментов
Мz= Ft2 · d1/2= 2392,81 · 0,06/2 = 71,7843 Нм (рисунок 8).
Определяем суммарные реакции опор и :
(45)
Размещено на http://www.allbest.ru/
Рисунок 6 - Расчётная схема быстроходного вала редуктора
Рисунок 7 - Расчётная схема тихоходного вала редуктора
Расчёт эквивалентной нагрузки выполняем для подшипника с большей радиальной нагрузкой - RA=1303,03 H. Принимаем следующие коэффициенты:
? коэффициент радиальной нагрузки - Х=0,41;
? коэффициент осевой нагрузки -Y=0,87;
? коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника -
? коэффициент безопасности -
? температурный коэффициент (до 100С) -
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:
(46)
Определяем расчётную динамическую грузоподъемность наиболее нагруженного подшипника :
(47)
где - ресурс редуктора общего применения в часах,
что удовлетворяет динамической грузоподъёмности подшипника.
Определяем расчётную долговечность подшипника :
(48)
что удовлетворяет ресурсу редуктора.
2 Расчёт подшипников тихоходного вала.
Нанесём составляющие реакций подшипников (рисунок 9):
? опора C -
? опора D -
Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости :
;
;
RDX = 1196,405 Н RCX = 1196,405 Н
Проверк
а:
Определим изгибающие моменты в опасных сечениях вала:
МY1 = МY4 = МY2 =0
МY3= RDX ·lT/2= 1196,405·0,14/2=83,75 Нм
Построим в масштабе эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости в масштабе (рисунок 9).
Определяем реакции опор от сил действующих в вертикальной плоскости
;
;
RCY = 827,91 Н RDY = 52,52 Н
Проверка:
Определяем изгибающие моменты в опасных сечениях вала:
МХ1 = МХ2= МХ4=0
МХ3= -RDY ·lT/2= -52,52 · 0,14/2 = -3,68 Нм
МX3= -RСY ·lТ/2= -827,91 · 0,14/2 = -57,954 Нм
Построим в масштабе эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости рисунок 9.
Строим в масштабе эпюру крутящих моментов
Мz= Ft2 · d2/2= 2806 · 0,321/2 = 366,1 Нм (рисунок 8).
Определим суммарные реакции опор и :
Расчёт эквивалентной нагрузки выполняем для подшипника с радиальной нагрузкой -Rc=1454,93 H. Принимаем коэффициенты:
? коэффициент радиальной нагрузки - Х=0,41;
? коэффициент осевой нагрузки -Y=0,87;
? коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника -
? коэффициент безопасности -
? температурный коэффициент (до 100С) -
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:
(49)
Определяем расчётную динамическую грузоподъемность наиболее нагруженного подшипника :
что удовлетворяет динамической грузоподъёмности подшипника.
Определяем расчётную долговечность подшипника:
,
что удовлетворяет ресурсу редуктора
2.9 Проверочный расчет шпоночных соединений
Для соединения вала с деталями, передающими вращение, применяем призматические шпонки со скруглёнными концами, выполненные из стали 45, имеющей предел прочности . В курсовом проекте необходимо рассчитать два шпоночных соединения:
? шкив открытой передачи с ведущим валом редуктора;
? зубчатого цилиндрического колеса с ведомым валом редуктора.
Исходные данные:
? момент на быстроходном валу редуктора Т1 , Нм 94,77
? диаметр быстроходного вала под полумуфту 30
? момент на тихоходном валу редуктора Т2 , Нм 450,35
? диаметр тихоходного вала под зубчатое цилиндрическое колесо 75
По диаметру ступени вала подбираем стандартные призматические шпонки со скруглёнными концами.
Шпоночное соединение зубчатого колеса закрытой передачи с тихоходным валом редуктора =75 мм длина ступицы . Выбираем шпонку:
bxh = 20x12 мм; t1=7,5 мм; t2=4,9 мм
Размещено на http://www.allbest.ru/
Рисунок 9 - Схема шпоночного соединения
Из стандартного ряда выбираем длину шпонки lШ=100 мм , на 10 мм меньше длины ступицы колеса. Определим рабочую длину шпонки:
Проверяем ступицу колеса на смятие:
что удовлетворяет условию прочности.
2.10 Проверочный расчет тихоходного вала
Определяем реакции опор принятых типоразмеров подшипников
Н
Н ,
где и - суммарные радиальные реакции, Н.
Между ступенями с буртиком выбираем переход галтелью.
Определяем нормальные напряжения в опасных сечениях вала , Н/мм2
где М - суммарный изгибающий момент сечений, Нм;
- осевой момент сопротивления сечения вала, мм3.
М3 = Нм.
Определяем осевой момент сопротивления сечения вала, мм3
, (62)
мм3
Н/мм2
Рассчитаем касательное напряжение , Н/мм2
(64)
где крутящий момент, 366,1 Нм
- полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм3.
Определяем полярный момент инерции сопротивления сечения вала , мм3.
где - диаметр ступени вала, мм.
мм3
, (65)
мм3
Н/мм2
Н/мм2
Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений
, (66)
где коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
коэффициент влияния шероховатости;
коэффициент влияния поверхностного упрочнения.
Все коэффициенты определяются табличным путем.
(67)
где коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
коэффициент влияния шероховатости;
коэффициент влияния поверхностного упрочнения.
Все коэффициенты определяются табличным путем.
Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала , Н/мм2
(68)
где предел выносливости при изгибе, Н/мм2
Предел выносливости при изгибе задается при выборе материала 380 Н/мм2
Н/мм2
(69)
где предел выносливости при кручении, Н/мм2.
Н/мм2
Н/мм2
Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям
(70)
где - предел выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм2
(71)
где предел выносливости при кручении, Н/мм2.
Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении, S
(72)
где
- коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям;
- допустимый коэффициент запаса прочности,
условие выполняется.
2.11 Определение технического уровня редуктора
Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибрации.
Смазывание зубчатого зацепления.
а) Способ смазывания. Для зубчатого редуктора общего назначения при окружной скорости х=1,26 м/с применяем непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием).
б) Выбор сорта масла. По расчётному контактному напряжению и окружной скорости колес х=1,26 м/с выбираем по таблице 10.29 стр. 255 сорт масла И-Г-А-68
в) Определение количества масла. Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объём масляной ванны определяют из расчёта 0,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности. При мощности 4 кВт объём масляной ванны должен быть 1,6…3,2 л.
г) Определение уровня масла. В цилиндрических редукторах при окунании в масляную ванну колеса уровень погружения зубчатого колеса в масло должен быть в пределах:
(75)
где - модуль зубчатого зацепления, мм;
- делительный диаметр зубчатого колеса, мм; то есть
д) Контроль уровня масла. Для контроля уровня масла в корпусе редуктора применяем жезловый маслоуказатель, так как он удобен для осмотра; конструкция его проста и достаточно надёжна.
е) Слив масла. Для слива масла загрязнённого продуктами износа деталей передач в корпусе предусматриваем сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой M16x1,5.
ж) Отдушины. При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путём установки крышки смотрового люка с ручкой отдушиной.
Смазывание подшипников. Смазка подшипников качения ведущего вала осуществляется проникновением масла из масляной ванны редуктора. Для защиты от излишнего количества масла на ведущем валу установлены маслоотбойные кольца. В редукторе для смазывания подшипников ведомого вала применяем пластичные смазочные материалы типа солидол жировой ГОСТ 1033-79.
Список литературы
1. Иванов М. Н., Финогенов В. А. Детали машин: Учебник для машиностроительных специальностей вузов. - М.: Высшая школа, 2003. - 408 с.
2. Фролов М. И. Детали машин, М., Высшая школа, 1990.
3. Чернавский С. А. и др. Курсовое проектирование деталей машин - М.: Машиностроение, 1988. - 208 с.
4. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. - Калининград: Янтарный сказ, 2003. - 454 с.
5. Анурьев С.П. Справочник технолога машиностроителя - М.: Машиностроение, 1978. - 510 с.
Курсовой проект оформлен в соответствии с требованиями стандартов ЕСКД.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Описание схемы привода и суточного графика нагрузки на 5 лет. Выбор электродвигателя. Силовой расчёт привода. Расчёт зубчатых передач, их геометрических параметров. Компоновка цилиндрического зубчатого редуктора. Расчет валов и подшипников качения.
курсовая работа [732,6 K], добавлен 16.01.2012Кинематический и силовой расчёт привода барабана лебедки. Выбор электродвигателя. Передаточные отношения привода и отдельных передач. Частоты вращения, угловые скорости и мощности. Расчет зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры корпуса редуктора.
курсовая работа [332,0 K], добавлен 18.02.2012Редуктор как механизм из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Энергетический и кинематический расчет привода. Предварительный расчет валов.
курсовая работа [255,7 K], добавлен 02.07.2014Редуктор как механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата, его структура и сферы практического применения. Выбор электродвигателя и расчет кинематических параметров привода. Расчет передач редуктора.
курсовая работа [98,8 K], добавлен 15.04.2011Редуктор как механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, его структура и основные компоненты, принцип действия и назначение. Порядок выбора электродвигателя для проектируемого привода и его кинематических расчет. Расчет червячной передачи.
курсовая работа [2,0 M], добавлен 23.08.2009Этапы проектирования привода галтовочного барабана. Энерго-кинематический расчет привода. Описание электродвигателей, соответствующих данной мощности. Расчет фактического передаточного числа цепной передачи. Проверка частоты вращения ведущей звездочки.
курсовая работа [124,4 K], добавлен 02.12.2010Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода цепного конвейера. Расчет открытой поликлиноременной передачи, зубчатых колес и валов редуктора. Проверка долговечности подшипников, прочности шпоночных соединений; компоновка и сборка редуктора.
курсовая работа [1,7 M], добавлен 11.02.2014Асинхронный электродвигатель. Скорость вращения, мощность и крутящий момент для каждого из валов привода. Клиноременная, зубчатая тихоходная цилиндрическая и цепная передачи. Угловые скорости валов. Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения.
контрольная работа [35,3 K], добавлен 04.01.2009Редуктор как механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата, основное назначение. Рассмотрение особенностей проектирования привода ленточного транспортера. Этапы расчета цилиндрической зубчатой передачи.
курсовая работа [511,7 K], добавлен 06.01.2013Критерии, определяющие работоспособность зубчатой передачи редуктора. Основные достоинства и недостатки зубчатых передач. Кинематический расчет привода: требуемая мощность электродвигателя, частота вращения валов. Зубчатая косозубая закрытая передача.
курсовая работа [795,0 K], добавлен 11.03.2012
