Разработка привода смесителя-измельчителя кормов кормов по заданной схеме

Размещено на http://www.allbest.ru/

ВВЕДЕНИЕ

Основой для расширения машиностроения служит новый, более высокий уровень организации, управления и технологии производства -- широкое внедрение специализации, поточности, механизации и автоматизации производства, использование принципов взаимозаменяемости, унификации, нормализации и стандартизации типов машин, их узлов и деталей, внедрение прогрессивной технологии.

Создание все более мощных и производительных, технологичных и экономичных машин со сниженными весовыми и габаритными характеристиками обусловлено непрерывным их конструктивным совершенствованием, повышением скоростей и ускорений движущихся частей, действующих нагрузок, напряжений, температур и других параметров. Это, в свою очередь, вызывает необходимость использования новых, более прочных и износостойких материалов, различных способов их упрочнения и коррозионной защиты, совершенствования формы деталей, применения полых и тонкостенных сечений и т. д.

В течение долгого времени наука о машинах не имела четкого разделения и включала все вопросы расчета, конструирования, изготовления и эксплуатации машин. Лишь со второй половины прошлого столетия, по мере накопления знаний, началась постепенная дифференциация машиностроительных дисциплин. В настоящее время четко выявилось следующее разделение: 1) теория механизмов и машин (методы анализа и синтеза механизмов и машин); 2) машиностроительные материалы; 3) детали машин (основы расчета и конструирования машин); 4) расчет и конструирование различных машин (двигателей внутреннего сгорания, турбин, электрических машин, станков, подъемных машин и т. д.); 5) технология машиностроения; 6) эксплуатация различных машин; 7) экономика машиностроения.

В последнее время в связи с общими тенденциями развития машиностроения наблюдается стремление к дальнейшей дифференциации науки о машинах. Так уже, по существу, сформировались как самостоятельные дисциплины: точность механизмов и машин, износостойкость машин (трение и износ в машинах), прочность и жесткость машин (строительная механика машин), колебания машин, автоматика регулирования и управления машинами, технология и экономика производства различных видов машин. Интенсивно разрабатывается наука о надежности машин.

В данном курсовом проекте необходимо разработать привод смесителя-измельчителя кормов кормов по заданной схеме. Кинематическая схема привода и другие исходные данные к проекту даны в задании на курсовое проектирование.

Необходимо произвести выбор электродвигателя, спроектировать конический редуктор, цилиндрическую передачу, муфту и раму (плиту) привода. Все детали проверяются на прочность.

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА

Схема привода изображена на рис 1.1.

1.1 Определение мощности привода и выбор двигателя

Мощность привода определим по формуле

Р4=Т4щ4= 800·6,5 ? 5200 Вт (1.1)

где Т4 - крутящий момент на выходном валу привода, Н•м; Т4 = 800 Н•м

щ4 - угловая скорость выходного вала привода, с-1; щ4 = 6,5 с-1

Мощность двигателя определим по следующей формуле

, кВт (1.2)

где зпр - кпд привода

, (1.3)

зц р - кпд цепной роликовой передачи, зц р = 1 [1];

зк - кпд конической передачи, зц = 0,92 [1];

зц з- кпд цепной зубчатой передачи, зц з= 0,96 [1];

зпп - кпд пары подшипников, зпп = 0,99 [1];

Тогда потребная мощность привода составит

Рдв = Р4/ = 4200/0,77 ? 6753,2 Вт

Зная потребную мощность привода принимаем двигатель 4А132SУ3:

Рд = 7,5 кВт; nс = 1450об/мин;

Определяем угловую скорость вала асинхронного двигателя

(1.4)

Эскиз электродвигателя с размерами [1] приведён на рис. 1.2.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 1.2. Эскиз электродвигателя 4А132SУ3.

Определение передаточных чисел ступеней привода.

Общее передаточное число привода

Uo = n1/n4= 1450/62.1 ? 23.34

n4=30?4/=30*6.5/62.1=62.1

Разбиваем Uo по ступеням.

Uo = UремUконUцеп= 23,3/4 =5,82

Uрем = 3,55

Uкон = 4

Uцеп = 2,91

1.2 Определение кинематических и силовых параметров для каждого вала привода

Мощность на первом валу рекомендуется принимать Р1 = Рдв = 3207,7 Вт.

Крутящий момент для первого вала определим по формуле

, Н•м (1.7)

Н•м

Частота вращения первого вала

, об/мин (1.8)

Для второго вала:

- мощность

Р2 = Р1ремп,п = 6753,2·0,92*0,99 = 6150,81 Вт;(1.9)

- угловая скорость

щ2 = /30 = 3,14*498,28/30 = 52,15 с-1(1.10)

- частота вращения по формуле (1.8)

n2 = n1/Uрем = 1450/2,91 = 498,28 мин-1

- крутящий момент по формуле (1.7)

Н•м.

Для третьего вала:

- мощность

Р3= Р2конп,п = 6150,81·0,96*0,99 = 5845,72 Вт; (1.9)

- угловая скорость

щ3 = /30 = 3,14*124,57/30 = 13,03 с-1(1.10)

- частота вращения по формуле (1.8)

n3 = n2/Uкон = 498,28/4 = 124,57мин-1

- крутящий момент по формуле (1.7)

Н•м.

Для четвёртого вала:

- мощность

Р4= Р3цепп,п = 5845,72·0,9*0,99 = 5208,53 Вт;; (1.11)

- угловая скорость

щ4 = /30 = 3,14*62,1/30 =6,49 с-1 (1.12)

- крутящий момент по формуле (1.7)

Н•м.

Рассчитанные значения заносим в таблицу 1.1.

Таблица 1.1

Расчётные данные силового и кинематического расчёта.

Вал	Р, Вт	щ, с-1	Т, Н•м	n, об/мин
1	6753,2	151,77	44,49	1450
2	6150,81	52,15	117,94	498,28
3	5845,72	13,03	448,63	124,57
4	5208,53	6,49	802,52	62,1

2. РАСЧЁТ ПЕРЕДАЧ

2.1 Расчет зубчато-ременной передачи

Рис 2.1 Параметры зубчатого ремня.

Определяем модуль ремня по [3, рис. 2.4.2]. Принимаем модуль ремня .

Определяем шаг зубъев мм. (2.2.1)

Размеры ремня [3, табл. 2.4.1]:

.

Определяем минимальное число зубьев ведущего шкива, шт по [3, табл 2.4.2]

;

Определяем число зубьев ведомого шкива

; (2.2.2)

Принимаем =47.

Определяем диаметры шкивов:

(2.2.3)

Определяем минимальное межосевое расстояние

(2.2.4)

Определяем число зубъев ремня

(2.2.5)

Принимаем .

(2.2.6)

Определяем угол обхвата ремнём ведущего шкива, град.

(2.2.7)

Определяем число зубъев на дуге обхвата

(2.2.8)

Определяем расчётную ширину ремня

(2.2.9)

Принимаем = 40 [3, табл 2.4.4]

(2.2.10)

Принимаем ремень зубчатый = 40 ТУ-38-05114-76.

Определяем силу нагружающую валы передачи

(2.2.11)

(2.2.12)

2.2 Расчёт конической передачи

Выбор материала и допускаемые напряжения

Для изготовления колёс принимаем материал:

- шестерни сталь 40х , твёрдость 270 НВ:

уHlim1 = 2НВ+70=2•270+70= 610 МПа; [S]H1= 1,1 [1];

-колеса сталь 40х, твёрдость 245 НВ:

уHlim2 = 2НВ+70=2•245+70 =560 МПа; [S]H2=1,1 [1];

Коэффициент долговечности в учебных целях KHL = 1.

Допускаемые контактные напряжения

- для шестерни

МПа; (3.1)

- для колеса

МПа. (3.2)

Расчётное допускаемое напряжение [у]H = 427 МПа.

Определение параметров колёс.

Определяем параметры конических колёс (см. рис. 3.1)

Рис. 3.1. Схема конической передачи.

Предварительно назначаем коэффициент ширины зубчатого шbRе=0,285[1].

Принимаем коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии КНв =1,35 [1]

Определяем внешний делительный диаметр колеса по формуле

, мм (3.3)

здесь Кd = 99 [1].

мм.

Принимаем по ГОСТу de2 = 355 мм.

Принимаем число зубьев шестерни z1 = 25 зубьев.

Число зубьев колеса

. (3.4)

Принимаем z2=100, при этом отклонение передаточного числа составит 0%.

Определяем внешний окружной модуль

мм. (3.5)

Угол делительного конуса

, (3.6)

Внешнее конусное расстояние

мм. (3.7)

Ширина венца зубчатых колёс, мм

b = 0,285•Re = 0,285•182.9 = 52.1 мм (3.8)

Принимаем b= 52 мм.

Внешние диаметры колёс:

делительный диаметр

мм; (3.10)

диаметр вершин

мм; (3.11)

мм; (3.12)

диаметр впадин

мм; (3.13)

мм. (3.14)

средний модуль

мм (3.15)

средние делительные диаметры

мм; (3.16)

мм. (3.17)

Окружная скорость

м/с. (3.18)

рад/с

Определим среднее конечное расстояние

мм (3,19)

Определяем внешнию высоту зуба

мм (3.20)

Проверочный расчёт по контактным напряжениям.

Расчётное контактное напряжение

(3.19)

где Кн - коэффициент нагрузки;

Kн = Kн Kнв Kнv, (3.20)

Kн - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями, Kн = 1,09 [1];

Kнв - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца, Kнв = 1,35 [1];

Kнv - коэффициент динамической нагрузки; Kнv = 1,05

Kн = 1,09 •1,35•1,05 = 1,4.

МПа > [у] = 487 МПа.

Силы в зацеплении.

Окружная сила, Н

Ft1 = Ft2 = 2•T1/dm1 = 2•117.94•103/76.09 = 3100 Н (3.26)

диальная сила на шестерне и осевая на колесе, Н

Fr1 = Fa2= Ft•tg •cos 1 = 3100•tg 20•cos 14.03 = 1094.5 Н (3.27)

Радиальная сила на колесе и осевая на шестерне, Н

Fr2 = Fa1 = Ft•tg •sin 1 = 3100•tg 20•sin 14.03 = 274.2 Н (3.28)

Проверочный расчёт по напряжениям изгиба.

Допускаемые напряжения изгиба (при коэфф. долговечности KFL = 1).

- для шестерни

уFlim1 = 1,8•НВ = 1,8•270 = 486 МПа; [S]F1= 1,75 [1];

МПа; (3.21)

- для колеса

уFlim2 = 1,8?НВ = 1,8•245 = 441 МПа; [S]F2=1,75 [1];

МПа. (3.22)

Напряжение изгиба

МПа. (3.23)

где КF - коэффициент нагрузки;

KF = KFв KFv, (3.23)

KFв - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца, KFв = 1,37[1];

KFv - коэффициент динамической нагрузки; KFv = 1,3

KF = 1,37•1,3 = 1.78

Определяем эквивалентное число зубьев:

(3.24)

(3.25)

Коэффициент формы зуба YF1 = 3.88 ; YF2 = 3,6 [1].

Т.к. то дальнейшие расчёты производятся для колеса.

МПаМПа.

Условие прочности выполняется.

2.3 Расчёт цепной роликовой передачи

Для передачи крутящего момента от электродвигателя к ведущему валу редуктора принимаем роликовую однорядную цепь.

Вращающий момент на ведущей звёздочке

Т3=448,63Н•м

Передаточное число было принято ранее

uр = 2,91

Число зубьев:

1)ведущей звёздочки

(2.1)

2)ведомой звёздочки

(2.2)

Принимаем: и.

3)Шаг цепи

, (2.3)

где Т1 - вращающий момент на валу ведущей звёздочки, Н•мм;

z1 - число зубьев той же звездочки;

m - число рядов цепи;

[p] - допустимое давление, приходящееся на величину проекции опорной поверхности шарнира. Принимаем [p] =16 МПа (таб. 7.18 [1]);

Кэ - коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепной передачи;

, (2.4)

где kд - динамический коэффициент, kд = 1;

kа - коэфф., учитывающий межосевое расстояние, kа = 1;

kн - коэфф., учитывающий влияние наклона цепи, kн = 1;

kр - коэфф., учитывающий способ регулирования натяжения цепи, kр = 1;

kсм - коэфф., учитывающий способ смазывания цепи, kсм = 1,3;

kп - коэфф., учитывающий периодичность работы передачи, kп = 1.

,мм

4)Подбираем по таблице 7.15 [1] цепь ПР-31,75-89

5)Определяем межосевое растояние

а=(30…50)*t=(30….50)*31,75=952,5….1587,5 мм

Принимаем а=1256 мм

6)Определяем число звеньев цепи

W=2a/t+0.5(z1+z2)+( z1-z2/2)^2*t/a=2*1256/31.75+0.5(25+84)+

+(84-25/2*3.14)^2*31.75/1256=133.86 (2.9)

Округляем до четного числа .

7)Уточняем межосевое расстояние передачи

(2.10)

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4% т.е. на 1307.47•0.004 ? 5 мм.

8)Определяем окончательное межосевое расстояние по формуле

(2.11)

Тогда

(2.12)

9)Определяем окружную скорость цепи

, (2.13)

10)Определяем окружную силу передаваемую цепью

Ft=P1/V=5845.72/1.65=3542.86H. (2.14)

11)Определяем давление в шарнирах цепи

(2.15)

12)Проверяем цепь по числу её ударов в секунду

(2.16)

13)Определяем силу предварительного натяжения цепи

(2.17)

14)Определяем силу натяжении от действия центробежной силы

(2.18)

15) Определяем силу натяжения ведущей ветви цепной передачи.

(2.19)

16)Проверяем выбранную цепь на прочность

(2.20)

Условие выполняется, значит цепь выбрана верно

17)Определяем нагрузку, действующую на вал от цепной передачи

(2.21)

18)Определяем диаметры делительной окружности ведущей и ведомой звёздочек

(2.22)

(2.23)

19)Определяем диаметры окружности выступов ведущей и ведомой звёздочек.

(2.24)

(2,25)

3. РАСЧЁТ ВАЛОВ

3.1 Расчёт входного вала редуктора

Принимаем материал вала и выписываем его механические характеристики: материал сталь 45 (в=780 МПа; т=540 МПа; -1=360 МПа; -1=200 МПа) [2]. Определяем диаметр выходного конца вала из расчёта на кручение

, мм (5.1)

где Т - крутящий момент вала, Н•м;

[ф]кр - пониженное допускаемое напряжение, [ф]кр = 30 Мпа [2].

мм,

принимаем d = 30 мм.

Схема нагружения и эскиз вала изображены на рис. 5.1.

Диаметр вала под уплотнение

dу = d + 2…5 мм = 30 + 5 = 35 мм. (5.2)

Диаметр вала под резьбу принимаем dр > dу = 39 мм.

Диаметр вала под подшипник

dп = dу + 2…7 мм = 40 мм.

Межопорное расстояние l = 85 мм [2]. Длина участков f = 70 мм; u = 75 мм[2].

Сила на вал от цепной роликовой передачи действует на вал в плоскости XOZ Fрх = Fр = 931.2Н;

Определяем реакции:

- горизонтальная плоскость:

(5.3)

; (5.4)

Н;

; ; (5.5)

; (5.6)

Н.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 5.1 Эскиз вала.

- вертикальная плоскость

; ; (5.7)

; (5.8)

Н;

; ; (5.9)

; (5.10)

Н.

Определяем суммарные радиальные реакции опор вала, Н

, ; (5.11)

Н;

Н.

Строим эпюры изгибающих моментов в плоскостях XOZ и YOZ и эпюру крутящего момента (рис. 5.1).

Мах = Fpх • f = 931.2•0,07 = 65.2 Н•м;

Мbх = Ft • u = 2744.8•0,043 = 118 Н•м;

Мау = 0;

Мby = Rау • l = 368•0,06 = 22.1Н•м;

Мсy = Fx • d1/2 = 371•0,096/2 =17.81 Н•м.

Определяем суммарный изгибающий момент в расчетном сечении, Нм.

Из рис. 5.1. видно, что наиболее нагруженным является сечение в (*) В

Н•м. (5.12)

Определяем эквивалентный момент, Н•м

Н•м. (5.13)

Определяем диаметр вала в рассчитываемом сечении, мм

. (5.14)

где []и=50…60 МПа - допускаемое напряжение при изгибе для обеспечения не только прочности, но и достаточной жесткости вала [2].

мм < dп = 40 мм.

Рассчитываем коэффициент запаса усталостной прочности. Условие прочности вала имеет вид

; (5.15)

где S - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

; (5.16)

S - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

; (5.17)

где -10,43В-предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба;

-1=0,5-1-предел выносливости стали при симметричном цикле кручения;

А - амплитуда нормальных напряжений, Мпа

МПа (5.18)

здесь W -- момент сопротивления при изгибе, мм3;

мм3; (5.19)

m - среднее напряжение цикла нормальных напряжений, МПа; если осевая сила Fx на вал отсутствует или пренебрежимо мала, то m=0;

g и m - амплитуда и среднее напряжение касательных напряжений, Мпа

МПа; (5.20)

здесь Wk - момент сопротивления при кручении, мм3;

мм3; (5.21)

где d f 1 - диаметр вала в рассматриваемом сечении;

k и k - эффективные коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений;

и - масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений;

принимаем k/ = 2,8 и k/ф =2,38 [2];

и - коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения, =0,2 и =0,1 [2];

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, принимаем = 0,95 [2].

;

Условие прочности выполняется.

3.2 Проектный расчёт ведомого вала

Выбираем материал вала - Сталь МПа.

Ориентировочно диаметр выходного конца вала определяется из условий прочности при кручении в случае пониженных допускаемых напряжений, (мм).

мм (3.14)

где = 20...35 МПа - допускаемое напряжение на кручение.

Выбираем мм

= мм = 35+5 = 40 мм - диаметр уплотнения;

= мм = 40+5 = 45 мм - посадочный диаметр подшипника;

= мм = 45+5 = 50 мм - посадочный диаметр колеса

выбираем расстояние между опорами:

(3.15)

где Размещено на http://www.allbest.ru/

= 8...15 мм - зазор между зубчатыми колёсами и внутренними стенками корпуса редуктора ;

= 40...80 мм - ширина стенки корпуса в месте установки подшипников ;

мм.

Тогда имеем = 146 мм

Выбираем = 140 мм, = 40 мм, f = = 95 мм -

Рис.3.2 Эскиз тихоходного вала редуктора

4. ПОДБОР И РАСЧЁТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

привод вал измельчитель

4.1 Подбор и расчёт подшипников ведущего вала

Подшипники устанавливаем растяжку?

Выбираем подшипник лёгкой серии, со следующими параметрами:

внутренний диаметр - d = 30 мм;

наружный диаметр - D = 62 мм;

наибольшая ширина подшипника - T = 17,25 мм;

грузоподъёмность - С = 38000 Н;

статическая грузоподъёмность - = 25500 H;

угол контакта - = ;

коэффициент осевого нагружения - e = 0,36;

коэффициент осевой нагрузки - Y = 1,65.

для выбранного типа подшипников точки приложения реакций смещаются

Рассчитываем величину смещения реакций

мм

Рассчитываем новые плечи

м;

м;

м.

Н

Н

Н

Н

Рассчитываем суммарные реакции:

Н

Н

Пот действием радиальных реакций в опорах и возникают внутренние осевые силы и рассчитываем их

Н (4.1)

Н (4.2)

При и осевые силы, действующие на подшипники, будут равны

Н Н

Н

Соотношение e = 0,36

Тогда по табл.9.18 коэффициенты X = 1,0 и Y = 0 - для подшипника A

Соотношение = 0,36

Тогда по табл.9.18 коэффициенты X = 0,4 и Y = 1,65 - для подшипника B

Рассчитываем эквивалентную динамическую нагрузку

(4.3)

где = 1,5 - коэффициент безопасности табл.9.19 ;

= 1,0 - температурный коэффициент табл.9.20 ;

V = 1,0 - коэффициент вращения вращении внутреннего кольца, ;

Х - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки.

Н

Н

так как то дальнейшие расчёты ведём только для подшипника A

Рассчитываем требуемую динамическую грузоподъемность

= 36595 Н C (4.4)

где - частота вращения кольца рассчитываемого подшипника, ;

p=3,33 - показатель кривой выносливости;

C - паспортная динамическая грузоподъёмность подшипника, Н;

= 12000 ч - требуемая долговечность подшипника

= 1 - коэффициент долговечности в функции необходимой надежности ;

= 0,65 - обобщённый коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации

Найдём долговечность подшипника

ч (4.5)

Условие (4.4) выполнено

4.2 Подбор подшипников ведомого вала

Подшипники устанавливаем распор?

В соответствии с рекомендациями табл.10 выбираем подшипник лёгкой серии, со следующими параметрами:

внутренний диаметр - d = 45 мм;

наружный диаметр - D = 85 мм;

наибольшая ширина подшипника - T = 20,75 мм;

грузоподъёмность - С = 64700 Н;

статическая грузоподъёмность - = 50000 H;

угол контакта - = ;

коэффициент осевого нагружения - e = 0,41;

коэффициент осевой нагрузки - Y = 1,45.

5. ПОДБОР И РАСЧЁТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Для соединения валов с деталями, передающими вращение, используем призматические шпонки.

(5.1)

где Т - передаваемый вращающий момент;

d - диаметр вала в месте установки шпонки;

h - высота шпонки;

- глубина шпоночного паза на валу;

- рабочая длина шпонки.

b - ширина шпонки;

= 100...120 МПа - допускаемое напряжение смятия при стальной ступице.

= 50...70 МПа - допускаемое напряжение смятия при чугунной ступице.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

5.1 Расчёт шпонки для шкива 1

По ГОСТ 23360-78, для d = 32 мм, подбираем призматическую шпонку с размерами сечения:

b = 10 мм, h = 8 мм, = 5 мм.

Длину шпонки принимаем из стандартного ряда l = 40 мм.

Шпонка 10 х 8 х 40 ГОСТ 23360-78

Рассчитываем -10=30 мм

Напряжение смятия: МПа

5.2 Расчёт шпонки для шкива 2

По ГОСТ 23360-78, для d = 22 мм, подбираем призматическую шпонку исполнения 3, с размерами сечения:

b = 6 мм, h = 6 мм, = 3,5 мм.

Длину шпонки принимаем из стандартного ряда l = 40 мм.

Шпонка 6 х 6 х 40 ГОСТ 23360-78

Рассчитываем мм

Напряжение смятия: МПа

5.3 Расчёт шпонки для конического колеса 4

По ГОСТ 23360-78, для d = 50 мм, подбираем призматическую шпонку исполнения 3, с размерами сечения:

b = 14 мм, h = 9 мм, = 5,5 мм.

Длину шпонки принимаем из стандартного ряда l = 36 мм.

Шпонка 14 х 9 х 36 ГОСТ 23360-78

Рассчитываем мм

Напряжение смятия: МПа

5.4 Расчёт шпонки для звёздочки 5

По ГОСТ 23360-78, для d = 35 мм, подбираем призматическую шпонку с размерами сечения:

b = 10 мм, h = 8 мм, = 5 мм.

Длину шпонки принимаем из стандартного ряда l = 50 мм.

Шпонка 10 х 8 х 50 ГОСТ 23360-78

Рассчитываем -10=40 мм

Напряжение смятия: МПа

5.5 Расчёт шпонки для звёздочки 6

Ориентировочно диаметр выходного конца вала:

мм (5.2)

Выбираем мм.

По ГОСТ 23360-78, для d = 50 мм, подбираем призматическую шпонку с размерами сечения:

b = 14 мм, h = 9 мм, = 5,5 мм.

Длину шпонки принимаем из стандартного ряда l = 90 мм.

Шпонка 14 х 9 х 90 ГОСТ 23360-78

Рассчитываем -14=76 мм

Напряжение смятия: МПа

6. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЁС И ЗВЁЗДОЧЕК

6.1 Конструирование шкива 1

Выбираем в качестве материала чугун СЧ20

Рассчитываем диаметр ступицы

мм (6.1)

где - диаметр вала, мм.

Выбираем мм.

Рассчитываем длину ступицы

мм (6.2)

мм.

Найдём внешний диаметр шкива

мм (6.3)

где мм - расстояние от внешнего диаметра шкива до средней линии.

Подставляя значения имеем:

мм

Рассчитываем толщину обода:

мм (6.4)

где h - глубина канавки под ремень от делительного диаметра

Выбираем мм.

Определим внутренний диаметр обода

мм (6.5)

Откуда имеем:

мм

Рассчитываем толщину диска

мм (6.6)

Выбираем C=17 мм.

6.2 Конструирование шкива 2

Выбираем в качестве материала чугун СЧ20

Рассчитываем диаметр ступицы

мм (6.7)

где - диаметр вала, мм.

Выбираем мм.

Рассчитываем длину ступицы

мм (6.8)

Для установки шпонки выбираем мм.

Найдём внешний диаметр шкива

мм (6.9)

где мм - расстояние от внешнего диаметра шкива до средней линии.

мм

Рассчитываем толщину обода:

мм (6.10)

где h - глубина канавки под ремень от делительного диаметра

Выбираем мм.

Рассчитаем внутренний диаметр обода

мм (6.11)

Подставляя числовые значения переменных имеем:

мм

Рассчитываем толщину диска

мм (6.12)

Выбираем C=17 мм.

Определим диаметр расположения отверстий, (мм).

(6.13)

мм

Выбираем = 110 мм.

Определим диаметр отверстий

мм (6.14)

мм

Выбираем = 40 мм.

6.3 Конструирование конического колеса 4

Выбираем в качестве материала Сталь

Рассчитываем диаметр ступицы

мм (6.15)

где - диаметр вала, мм.

Выбираем мм.

Рассчитываем длину ступицы

мм (6.16)

мм.

Рассчитываем толщину обода:

мм (6.17)

Выбираем мм.

Рассчитываем толщину диска

мм (6.18)

Выбираем C=13 мм.

Рассчитаем диаметр расположения отверстий, (мм).

мм (6.19)

Выбираем = 125 мм.

Рассчитаем диаметр отверстий, (мм).

(6.20)

мм

Выбираем = 25 мм.

6.4 Конструирование звёздочки 5

Выбираем в качестве материала сталь

Рассчитываем диаметр ступицы

мм (6.21)

где - диаметр вала, мм.

Выбираем мм.

Рассчитываем длину ступицы

мм (6.22)

Выбираем мм.

Рассчитываем толщину обода:

мм (6.23)

где - высота зуба.

Выбираем мм.

Рассчитаем диаметр проточки

мм (6.24)

где - диаметр вершин зубьев;

t - шаг цепи.

Определим внутренний диаметр обода, (мм).

(6.25)

мм

Рассчитываем толщину диска

мм (6.26)

Выбираем C=25 мм.

6.5 Конструирование звёздочки 6

Выбираем в качестве материала сталь

Рассчитываем диаметр ступицы

мм (6.27)

где - диаметр вала, мм.

Выбираем мм.

Рассчитываем длину ступицы

мм (6.28)

мм.

Рассчитываем толщину обода:

мм (6.29)

где - высота зуба.

Выбираем мм.

Подсчитаем диаметр проточки, (мм).

 (6.30)

где - диаметр вершин зубьев;

t - шаг цепи.

мм

Подсчитаем внутренний диаметр обода, (мм).

(6.31)

мм

Рассчитываем толщину диска

мм (6.32)

Выбираем C=25 мм.

Подсчитаем диаметр расположения отверстий, (мм).

(6.33)

мм

Выбираем = 295 мм.

Подсчитаем диаметр отверстий, (мм).

(6.34)

мм

Выбираем = 110 мм.

7. КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ

7.1 Конструирование крышек и стакана 2 - го вала

Размещено на http://www.allbest.ru/

Принимаем накладные крышки

Из табл.11.11.1 принимаем толщину стакана = 6 мм.

Тогда диаметр стакана мм

Размещено на http://www.allbest.ru/

Из табл.11.1.1 принимаем диаметр болтов крепления крышки и стакана к корпусу и их количество: = M8; = 4

Подсчитаем диаметр их установки

мм (7.1)

Принимаем диаметр установки болтов крепления мм

Рассчитаем наружный диаметр фланца

, мм (7.2)

мм

Из табл.11.7.1 принимаем диаметр отверстий в крышке и стакане под болты = 9 мм

Рассчитываем толщину фланца стакана = = 8 мм.

Из табл.11.1.1 принимаем толщину крышки = 6 мм.

Рассчитываем диаметр отверстия под винт мм

Принимаем глубину отверстия под винт мм

Рассчитываем толщину фланца крышки + + мм

Принимаем = 13 мм.

Толщина цилиндрической части крышки:

= мм. (7.3)

Из табл.8.1.1 принимаем манжету:

Манжета ГОСТ

Внутренний диаметр d = 26 мм;

Наружный диаметр D = 40 мм;

Ширина h' = 7 мм.

Глубина выемки = 8,5 мм

7.2 Конструирование крышек 3 - го вала

Принимаем накладные крышки

Из табл.11.1.1 принимаем диаметр болтов крепления крышки к корпусу и их количество:

= M8; = 4

Найдём диаметр их установки , (мм).

(7.4)

мм

Найдём наружный диаметр фланца

, мм (7.5)

мм

Из табл.11.7.1 принимаем диаметр отверстий в крышке под болты = 9 мм

Из табл.11.1.1 принимаем толщину крышки = 6 мм.

Рассчитываем диаметр отверстия под винт мм

Принимаем глубину отверстия под винт мм

Рассчитываем толщину фланца крышки + + мм

Принимаем = 13 мм.

Толщина цилиндрической части крышки:

= мм. (7.6)

Из табл.8.1.1 принимаем манжету:

Манжета ГОСТ

Внутренний диаметр d = 40 мм;

Наружный диаметр D = 55 мм;

Ширина h' = 7 мм.

Глубина выемки = 8,5 мм

7.3 Конструирование корпусных деталей редуктора

1. Определение толщины стенки редуктора

мм (7.7)

по литейным требованиям мм. Принимаем ?=8 мм.

2. Толщина стенки крышки:

(7.8)

мм, Принимаем: мм.

3. Толщина ребра:

в сопряжении со стенкой корпуса - = = мм. (7.9)

в сопряжении со стенкой крышки - = = мм. (7.10)

4. Толщина пояса:

корпуса - мм. (7.11)

крышки корпуса - мм. (7.12)

5. Диаметр резьбы пробки для выпуска масла:

= = мм. (7.13)

6. Рассчитываем диаметры болтов

фундаментных мм (7.14)

Принимаем = M22

у подшипников мм (7.15)

Принимаем = M16

7. Расстояние от стенки до края фланца:

(7.16)

фундаментных лап - = = мм.

крышки у подшипников - = = мм.

8. СМАЗЫВАНИЕ ЗАЦЕПЛЕНИЙ И ПОДШИПНИКОВ

Смазывание зубчатых и червячных 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 вибраций.

Скорость в зацеплении V = 2,28 Контактные напряжения =

Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм.

Используем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы зубья конического колеса погружались в масляную ванну на всю длину.

Для одноступенчатых редукторов объём масляной ванны определяют из расчёта 0,4...0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности.

V = = 2,06...4,12 л (8.1)

После уточнения, исходя из условия погружения конического колеса всей шириной зубьев, принимаем V=11 л.

Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях МПа и фактической окружной скорости колес V=2,28 По устанавливаем рекомендуемое значение вязкости Сорт масла выбирается по выбираем масло индустриальное

Выпишем из характеристики выбранного масла (ГОСТ 20799-88):

Вязкость при 50 C?, c 24-27

Температура вспышки, C? 180

Температура затвердевания, C? -15

Выбираем для подшипников качения пластичную смазку Литол-24.

Выпишем из характеристики выбранной смазки (ГОСТ 21150-87):

Температура эксплуатации, C? от -40 до +130

Температура каплепадения, C? 180

Данная смазка закладывается в подшипниковые камеры при техобслуживании

9. КОНСТРУИРОВАНИЕ РАМЫ

При монтаже приводов следует соблюдать определенные требования точности положения одной сборочной единицы относительно другой, например, электродвигателя и редуктора.

Для обеспечения этого требования механизмы привода устанавливают на сварные рамы или литые плиты.

Размеры рамы определяем из компоновки привода. Исходными данными является расположение болтов крепления редуктора и электродвигателя, а также разница высот валов редуктора и двигателя.

Наносим контур редуктора и выдерживая межосевое расстояние клиноременной передачи и в соответствии со схемой привода наносим контуры электродвигатель (фланцевое исполнение). Отмечаем места крепления редуктора и электродвигателя к раме.

Высота основания рамы рассчитывается по формуле:

h=(0,08…0,12)·H=(0,08…0,12)·670 = 54…80 мм (9.1)

где Н - высота рамы из предварительной компоновки, мм (используем размер Н вместо общепринятого L, так как этот габарит наибольший).

Выполнение условия свободного доступа ключа к головкам болтов для крепления редуктора (М22) возможно только для швеллера №20 (табл.14.2.1[1]). Выставляем два швеллера №20П длинной по 530 мм на расстоянии 170 мм друг от друга. По краям к выставленным швеллерам привариваем аналогичные швеллеры длинной 170 мм.

Для компенсации разницы уровней опорных поверхностей редуктора и электродвигателя необходимо выполнить надстройку под крепление электродвигателя. Для этого к основанию рамы привариваем 4 равнополочных уголка №7 длинной по 455 мм, а к концам этих уголков привариваем плиту толщиной 10 мм и размером 300х322. Посередине этой плиты выполняем элептическое отверстие (2 объединённых отверстия диаметром 230 мм с расстоянием между осями 20 мм). Также в этой плите выполняются четыре паза под болты (М14) крепящих фланцевый двигатель, для регулировки натяжения ременной передачи.

Для придания стойке большей жёсткости, к уголкам привариваем рёбра жёсткости.

В местах крепления рамы к фундаменту и редуктора к раме привариваем платики размером 60х60х8 мм. Затем в платиках выполняются отверстия: для крепления редуктора 4 отверстия ?24, и для 4 фундаментных болтов ?20. После сварки и сверлений, для придания платикам гладкой поверхности они стачиваются до толщины 5 мм.

10. ВЫБОР ПОСАДОК

Для основных соединений необходимо выбрать посадку, систему и квалитет. Выбор посадок дан в таблице 10.1

Таблица 10.1 Посадки основных соединений.

Название соединения	Обозначение посадки
Распорные втулки и кольца на валах	F9 / k6, E9 / k6
Участок вала под уплотнение (манжету)	d9, h11
Отверстие в крышке подшипника под манжету	H8
Зубчатые колеса на валах	H7 / p6, H7 / r6
Распорные кольца в корпус	H7 / h8
Стаканы под подшипник качения в корпус редуктора	H7 / h6
Шпоночная канавка в ступице по ширине	JS9
Шпоночная канавка в ступице по глубине	H12
Шпоночная канавка на валу по ширине	P9
Шпоночная канавка на валу по глубине	H12
Шпонка по ширине	h9
Шпонка по длине	h14
Шпонка в сборе в ступице (по ширине)	D10 / h9
Шпонка в сборе на валу (по ширине)	H9 / h9
Шпонка в сборе на валу (по длине)	H8 / h14
Шкивы, звёздочки на валах	H7 / js6, H7 / h6
Крышки подшипников в корпус	H7 / h8, H7 / f6
Внутреннее кольцо подшипника на вал	L0 / k6
Наружное кольцо подшипника в корпус	H7 / l0

11. ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ

При освещении вопросов техники безопасности во время монтажа и в период эксплуатации привода необходимо обратить внимание на следующие мероприятия

1. Не допускать к работе лиц, которые не прошли инструктаж по технике безопасности и обслуживанию редукторной установки.

2. Все установочные и регулировочные работы проводить с отключенным электродвигателем.

3. Установка должна быть заземлена.

4. Регулярно контролировать уровень масла в редукторе и следить за наличием смазки в подшипниках.

5. При длительном хранении все открытые детали должны иметь антикоррозийную окраску или смазку.

6. Техническое обслуживание проводить только при полной остановке и полном отключении.

7. Клиноременная и цепная зубчатая передачи должны иметь ограждения из листовой стали или мелкой сетки.

8. Рама после слесарной обработки и сварки не должна иметь заусенцев.

9. Предусмотреть надёжное крепление электродвигателя и редуктора к раме, и рамы к фундаменту.

10. При ремонте пользоваться только исправным оборудованием и инструментом.

11. Вращающиеся детали должны иметь защитный корпус.

12. Электрические провода должны иметь защитный экран (пропущены через трубку).

Литература

1. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. 'Детали машин'. Проектирование. Учебное пособие. - Мн.: УП 'Технопринт', 2001. - 290 с.

2. Расчёт и конструирование элементов механических приводов машин. Мет. Указания к выполнению курсового проекта. Под ред. В.М. Горелько, Горки, 2015 г.

3. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г.

4. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов.- М.: Высш. шк., 1991.- 432 с: ил.

5. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.П. 'Расчеты деталей машин', изд. - Минск: Вышэйшая школа, 1986. 402 c.

6. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Высш. шк., 1998. 447 c., ил.

7. Детали машин и основы конструирования./ Под ред. М.Н.Ерохина. М.: КолосС, 2005.

8. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. т. 1-3 М., Машиностроение, 1982.

Размещено на Allbest.ru