трусики женские украина

На головну

 Привід стрічкового конвеєра. Черв'ячний редуктор. - Металургія

КУРСОВИЙ ПРОЕКТ

розрахунково-пояснювальна записка

 Термін служби 6 років

 K рік = 0.6

 K сут = 0.3

 Тип черв'яка - ZA - архимедів циліндричний черв'як

 Розташування черв'яка - верхнє

 Електродвигун фланцевий

 Діаметр барабана D = 200 мм

 Окружне зусилля на барабані F = 2.7 кН

 Окружна швидкість V = 0.18 м / с

 ЗАВДАННЯ НА КУРСОВИЙ ПРОЕКТ

 Графік навантаження

 S 1

 S 2

 S 1 - S 2 = F

 Схема редуктора

 ДМ 2501.100.000 ПЗ

 Змін Лист № документа Підпис Дата

 Розробив Неупокоев Д.А. Привід стрічкового конвеєра Літ. Лист Листів

 Перевірив Слєсарєв Е.Н. у 2 44

 КГУ група М-3115

 Н. контр.

 Затв.

Зміст: Введення 1. Кінематичний розрахунок 2. Розрахунок черв'ячної передачі 3. Проектний розрахунок валів редуктора і підбір підшипників 4. Конструктивні розміри черв'яка і черв'ячного колеса 5. Розрахунок елементів корпусу редуктора 6. Перевірочний розрахунок валів 7. Перевірка довговічності підшипників 8. Перевірка міцності шпоночно з'єднання і посадки вінця черв'ячного колеса 9. Вибір мастила редуктора і ущільнювальних пристроїв 10. Вибір муфт 11. Опис конструкції рами Додатки Список використаної літератури ВСТУП

Редуктором називають механізм, що складається з зубчастих або черв'ячних передач, виконаний у вигляді окремого агрегату і службовець для передачі потужності від двигуна до робочої машини.

Призначення редуктора - зниження кутової швидкості і підвищення обертального моменту веденого вала в порівнянні з валом ведучим.

Нам у нашій роботі необхідно спроектувати редуктор для стрічкового конвеєра, а також підібрати муфти, двигун, спроектувати раму. Редуктор складається з литого чавунного корпусу, в якому поміщені елементи передачі - черв'як, черв'ячні колесо, підшипники, вал та ін. Вхідний вал за допомогою муфти з'єднується з двигуном, вихідний - з конвейером.1. Кінематичний розрахунок

Проведемо кінематичний розрахунок приводу стрічкового конвеєра, схема якого зображена на рис.1, при заданому окружному зусиллі на барабані F = 2.7 кH, окружної швидкості V = 0.18 м / с і діаметрі барабана D = 400 мм.

1.1. Кінематичний аналіз схеми приводу.

Привід складається з електродвигуна, одноступінчатого черв'ячного редуктора і привідного барабана. Черв'ячна передача служить для передачі потужності від першого (I) вала до другого (II). При передачі потужності мають місце її втрати на подолання сил шкідливого опору. Такі опору мають місце і в нашому приводі: у зубчастій передачі, в опорах валів. Зважаючи на це потужність на приводному валу буде менше потужності, що розвивається двигуном, на величину втрат.

1.2. Потужність на приводному валу барабана (потужність корисних сил опору на барабані)

1.3. Загальний коефіцієнт корисної дії приводу.

де hпк = 0.99 - к.к.д. пари підшипників кочення (за таблицею 1 [1]),

hчп = 0.40 - к.к.д. черв'ячної передачі (по таблиці 1 [1]),

hпс = 0.95 - к.к.д. пари підшипників ковзання (по таблиці 1 [1]).

1.4. Потрібна потужність електродвигуна (потужність з урахуванням шкідливих сил опору)

1.5. Частоти обертання барабана (третього валу)

1.6. Орієнтовний передавальне число приводу

де U`1-орієнтовне значення передавального числа черв'ячною передачі (за рекомендаціями [1]).

1.7. Орієнтовні частоти обертання валу електродвигуна.

1.8. Вибір електродвигуна.

По таблиці 5 з [1] вибираємо електродвигун марки 4А1008УЗ, потужність якого Pдв = 1.5кВт, частота обертання nдв = 700 об / хв, отношеніяі,

1.9. Передавальне число приводу.

1.10. Передавальні числа ступенів передач приводу

1.11. Частоти обертання валів прівода.Для першого валу

Для другого вала

Частоти другого і третього валу однакові, отже, nIII = nII = 17.189 об / хв

1.12. Потужності на валах.Мощность на першому валу

Потужність на другому валу

Потужність на третьому валу (для перевірки) дорівнює Рвих

1.13. Моменти на валах

Таблиця 1.1 Результати кінематичного розрахунку

 Розрахункові

 параметри Номери валів

 I II III

 Передавальне число ступені U = 40.724

 Потужність Р, кВт 1.293 0.512 0.486

 Обороти n, об / хв 700 17.189 17.189

 Момент Т, Н ? м 17.64 284.461 270.016

2. РОЗРАХУНОК черв'ячної передачі 2.1. Вихідні дані для розрахунку: а) крутний момент на валу черв'ячного колеса T2 = 284.461 Нм; б) передавальне число U = 40.724; в) швидкість обертання черв'яка n1 = 700 об / хв; г) крутний момент на валу черв'ячного колеса при короткочасної перевантаження Т2пік = 1.3 ? Т = 1.3 ? 284.461 = 369.8 (Н ? м)

д) циклограмма навантаження (рис.2.1.) Рис.2.1.

2.2. За відомим значенням передавального числа визначаємо число витків (заходів) черв'яка і число зубів колеса:

Приймаємо Z2 = 40, отже, Uф = Z2 / Z1 = 40/1 = 40

2.3. Вибір матеріалу.

Очікувана швидкість ковзання:

По таблиці 26 з [2] з урахуванням V`s вибираємо матеріал вінця черв'ячного колеса: БрА9ЖЗЛ

2.4. Розрахунок допустимих напружень.

Для коліс з бронзи, що має межу міцності sв> 300 МПа, небезпечним є заїдання, і допустимі напруження призначають залежно від ковзання Vs без урахування кількості циклів навантаження. У нашому випадку (за таблицею 27 з [2]) залежно від матеріалу черв'яка і швидкості ковзання без урахування кількості циклів навантаження приймаємо [sH] 2 = 173 МПа.

Визначимо обертаючі моменти на валах:

Т21 = 1.3 ? ТН = 1.3 ? 284.461 = 369.8 (Н ? м);

Т22 = ТН = 284.461 (Н ? м);

Т23 = 0.3 ? ТН = 0.3 ? 284.461 = 85.338 (Н ? м); Визначимо термін служби передачі (в годинах): де lлет- кількість років безвідмовної роботи передачі; kгод- річний коефіцієнт, рівний 0.6; kсут- добовий коефіцієнт, що дорівнює 0.3 Визначимо час дії обертаючих моментів:

2.5. Попереднє значення коефіцієнта діаметра.

2.6. Орієнтовне значення міжосьової відстані.

де Kb- коефіцієнт нерівномірності навантаження;

KV- коефіцієнт динамічного навантаження.

У попередніх розрахунках приймають твір KbKV = 1.1 ... 1.4, ми приймемо цей твір рівним 1.2

T2- обертовий момент на валу черв'ячного колеса, Нм.

2.7. Попереднє значення модуля, мм.

Значення модуля і коефіцієнта діаметра узгоджується за рекомендацією ГОСТ 2144-76 (таблиця 28 [2]) з метою зменшення номенклатури зуборізного інструменту. Приймаємо m = 5.0 і q = 10

2.8. Уточнюємо міжосьова відстань.

Округляємо його до найближчого стандартного значення з ряду: ... 100; 125; 160 ...

Приймаємо aw = 125мм.

2.9. Коефіцієнт зсуву.

2.10. Перевірочний розрахунок по контактним напруженням.

2.10.1. Кут підйому витка черв'яка.

2.10.2. Швидкість відносного ковзання в полюсі зачеплення, м / с.

де d1 = m ? q = 5.0 ? 10 = 50 (мм)

2.10.3. За швидкістю ковзання VSвибіраем (по таблиці 29 [2]) ступінь точності передачі (8 ступінь) і визначаємо коефіцієнт динамічного навантаження KV = 1.25

2.10.4. Коефіцієнт нерівномірності навантаження.

де q - коефіцієнт деформації черв'яка, що визначається за таблицею 30 [2] в залежності від q і Z1, рівний 108

Tiі ti- обертовий момент і час його дії на i-тій сходинці по гістограмі навантаження;

Т2ср- середнє значення обертального моменту на валу черв'ячного колеса;

Т2max- максимальний з числа довготривалих обертаючих моментів.

Т2max = 284.461 (Н ? м)

Тоді коефіцієнт нерівномірності навантаження дорівнює:

2.10.5. Розрахункові контактні напруги.

2.11. Перевірочний розрахунок по напруженням вигину.

2.11.1. Еквівалентне число зубів колеса.

2.11.2. Коефіцієнт форми зуба колеса вибираємо по таблиці 31 [2]:

2.11.3. Напруження згину в зубах черв'ячного колеса.

[SF] 2 = 0.25sT + 0.08sB- допустимі напруження для всіх марок бронз, значення sTі sBпріведени в таблиці 26 [2]

[SF] 2 = 0.25 ? 245 + 0.08 ? 530 = 103.65 (МПа)

Умова міцності виконується, так як sF2 <[sF] 2, отже, m і q були нами обрані вірно.

2.12. Перевірочні розрахунки по пікових навантажень.

2.12.1. Проведемо перевірку за піковими контактним напруженням щоб уникнути деформації і заїдання поверхонь зубів.

Умова міцності має вигляд:

 max,

де [sH] max = 2 ? sT- межу міцності для безоловяністих бронз, [sH] max = 2 ? 245 = 490 (МПа)

sH2max <[sH] max, отже, умова міцності за піковими контактним напруженням виконується.

2.12.2. Пікові напруги вигину.

Умова міцності за піковими напруженням вигину:

[SF2] max = 0.8 ? sT = 0.8 ? 245 = 196 (МПа)

sF2max <[sF2] max, отже, умова міцності за піковими напруженням вигину виконується.

2.13. Геометричний розрахунок передачі.

Основні геометричні розміри черв'яка і черв'ячного колеса визначаємо за формулами, наведеними в таблиці 32 [2].

Діаметри ділильних кіл для черв'яка:

d1 = m ? q = 5 ? 10 = 50 (мм)

для колеса:

d2 = m ? Z2 = 5 ? 40 = 200 (мм)

Діаметри вершин для черв'яка:

da1 = d1 + 2 ? m = 50 + 2 ? 5 = 60 (мм) для колеса: da2 = d2 + 2 ? m (1 + x) = 200 + 2 ? 5 (1 + 0) = 210 (мм) Висота головки витків черв'яка: ha1 = m = 5 (мм) Висота ніжки витків черв'яка: hf1 = 1.2 ? m = 1.2 ? 5 = 6 (мм) Діаметр западин для черв'яка: df1 = d1- 2hf1 = 50 - 2 ? 6 = 38 (мм) для колеса: df2 = d2- 2 ? m ? (1.2 + x) = 200 - 2 ? 5 ? (1.2 + 0) = 188 (мм)

Довжина нарізаної частини черв'яка (формула з таблиці 33 [2]):

b1 = (11 + 0.06 ? Z2) ? m = (11 + 0.06 ? 40) ? 5 = 67 (мм) Найбільший діаметр черв'ячного колеса:

Ширина вінця черв'ячного колеса:

b2 ? 45 ммРадіус виїмки поверхні вершин зубів черв'ячного колеса: R = 0.5 ? d1- m = 0.5 ? 50 - 5 = 20 (мм) Міжосьова відстань (перевірка): aw = 0.5 ? m ? (q + Z2 + 2 ? x) = 0.5 ? 5 ? (10 + 40 + 2 ? 0) = 125 (мм) 2.14. Дані для контролю взаємного положення різнойменних профілів черв'яка (надалі вказуються на робочих кресленнях)

Ділильна товщина по хорді витка:

Висота до хорди витка:

=

2.15. Сили в зачепленні черв'ячної передачі.

2.15.1. Окружна сила черв'ячного колеса (Ft2) і осьова сила черв'яка (Fa1).

2.15.2. Окружна сила черв'яка (Ft1) і осьова сила черв'ячного колеса (Fa2).

Ft1 = Fa2 = Ft2 ? tg (g + r) = 2844.61 ? tg (5.7106 + 2.2) = 395.259 (H)

тут r - це кут тертя, який може бути визначений залежно від швидкості ковзання Vs по таблиці 34 [2]. Для нашого випадку r = 2.2 °

2.15.3. Радіальна сила черв'яка (Fr1) і черв'ячного колеса (Fr2) .Fr1 = Fr2 = 0.37 ? Ft2 = 0.37 ? 2844.61 = 1052.506 (H)

2.16. Тепловий розрахунок черв'ячної передачі.

2.16.1. Наближене значення К.П.Д. черв'ячної передачі.

0.95 в даному випадку - це множник, що враховує втрати енергії на перемішування масла при змащення зануренням.

2.16.2. Температура масляної ванни в редукторі при природній конвекції повітря.

[Tм] - максимально допустима температура нагріву масла (зазвичай 75 ... 90 ° C);

P1 = 1.293кВт - потужність, що підводиться (потужність на валу черв'яка);

КТ = 8 ... 17.5 Вт / (м2 ° С) - коефіцієнт теплопередачі корпусу (великі значення приймають при хорошій циркуляції повітря) Приймемо КТ = 14 Вт / (м2 ° С);

t0- температура навколишнього повітря, 20 ° С;

A - площа вільної поверхні охолодження корпусу, включаючи 70% площі поверхні ребер і бобишек, м2

а - міжосьова відстань черв'ячної передачі, м;

y - коефіцієнт, що враховує тепловідвід в раму або плиту (y = 0.2)

tм <[tм], отже, редуктор спеціально охолоджувати не треба.

2.17. Розрахунок черв'яка на жорсткість.

Відстань між серединами опор вала черв'яка при наближеному розрахунку можна приймати рівним:

L = 0.95 ? d2 = 0.95 ? 200 = 190 (мм)

Правильність зачеплення черв'ячної пари може бути забезпечена лише при достатній жорсткості черв'яка. Середня допускається стріла прогину [f] черв'яка може бути прийнята:

Стріла прогину черв'яка, вал якого спирається на два радіально-наполегливих підшипника визначається за формулою:

Тут

L - відстань між серединами опор;

Jпр - приведений момент інерції перерізу черв'яка, який визначається за емпіричною формулою:

Знайдемо реальну стрілу прогину:

f <[f], отже, умова жорсткості виконується.

3. ПРОЕКТНИЙ РОЗРАХУНОК ВАЛІВ РЕДУКТОРА І ПІДБІР ПІДШИПНИКІВ.

Розрахуємо вхідний і вихідний вали. З попередніх розрахунків редуктора відомо:

а) моменти передаються валами ТI = 17.64 Н ? м і ТII = 284.461 Н ? м;

б) діаметри d1 = 50 мм і d2 = 200 мм;

3.1. Вхідний вал черв'ячного редуктора.

3.1.1. Вибір матеріалу вала.Назначаем матеріал вала - сталь 40ХН. Приймаємо по таблиці 3 [3]: sв = 820 МПа, Sт = 650 МПа.

3.1.2. Проектний розрахунок валу.

Наближено оцінимо діаметр консольного ділянки вала при [t] = 15МПа.

За стандартним ряду приймаємо d в = 18 мм, тоді за таблицею 2 з [3] t = 2 мм, r = 1.6 мм,

f = 1.

3.1.3. Визначимо діаметри ділянок вала.

Діаметри ділянок вала розрахуємо відповідно до рекомендацій пункту 4 таблиці 1 [3].

Діаметри підшипникових шийок:

dп1 = dв + 2 ? t = 18 + 2 ? 2 = 22 (мм);

Значення dпдолжни бути кратні 5, тому приймаємо dп1 = 25 мм

dбп1 = dп1 + 3.2 ? r = 25 + 5.12 = 30.12 (мм)

За стандартним ряду приймаємо dбп1 = 30 мм

Тут (за таблицею 2 з [3]) t = 2.2 мм, r = 2 мм, f = 1.

Параметри нарізаною частини: df1 = 38 мм; d1 = 50 мм і da1 = 60 мм

Відстань між опорами черв'яка приймемо рівним діаметру черв'ячного колеса, тобто

l1 »210 мм

Відстань від середини вихідного кінця до найближчої опори f1 = 70 мм

3.2. Вихідний вал.

3.2.1. Вибір матеріалу валу.

Виберемо сталь 45

3.2.2. Наближено оцінимо діаметр вихідного кінця вала при [t] = 30 МПа.

За стандартним ряду приймаємо d в = 36 мм, тоді за таблицею 2 з [3] t = 2.5 мм, r = 2.5 мм, f = 1.2

3.2.3. Визначимо діаметри ділянок вала.

Діаметри ділянок вала розрахуємо відповідно до рекомендацій пункту 4 таблиці 1 [3].

Діаметри підшипникових шийок:

dп2 = dв + 2 ? t = 36 + 2 ? 2.5 = 41 (мм);

Значення dпдолжни бути кратні 5, тому приймаємо dп2 = 40 мм

dбп2 = dп2 + 3.2 ? r = 40 + 3.2 ? 2.5 = 45 (мм)

За стандартним ряду приймаємо dбп2 = 45 мм

Тут (за таблицею 2 з [3]) t = 2.8 мм, r = 3 мм, f = 1.6

dк> dп, приймемо dк = 48 мм. Для 48 мм приймаємо t = 2.8 мм, r = 3 мм, f = 1.6, тоді

dбк = dк + 3f = 48 + 3 ? 1.6 »52 (мм)

Діаметр маточини черв'ячного колеса:

dст2 = (1.6 ... 1.8) dбп2 = (1.6 ... 1.8) ? 45 = 72 ... 81 (мм)

Приймаємо dст2 = 76 мм.

Довжина маточини черв'ячного колеса:

lст2 = (1.2 ... 1.8) dбп2 = (1.2 ... 1.8) ? 45 = 54 ... 81 (мм)

Приймаємо lст2 = 60 мм.

3.3. Підбір підшипників.

3.3.1. Підбір підшипників для черв'яка.

Для черв'яка приймемо попередньо підшипники роликові конічні 7205 легкої серії. Схема установки підшипників - враспор. З таблиці 19.24 [4] виписуємо: d = 25 мм, D = 52 мм, Т = 16.25 мм, e = 0.36. Відстань між заплечиками вала по компонувальною схемою lT = 200 мм. Тоді відстань між широкими торцями зовнішніх кілець підшипників:

lп = Lт + 2Т = 200 + 2 ? 16.25 = 232.5 (мм)

Зсув точки прикладання радіальної реакції від торця підшипника:

Шукане відстань l3равно:

l3 = lП- 2а = 232.5 - 2 ? 12.745 »208 (мм)

3.3.2. Підбір підшипників для валу черв'ячного колеса.

Для вала черв'ячного колеса приймемо підшипники роликові конічні 7208 легкої серії. Схема установки підшипників - враспор. З таблиці 19.24 [4] виписуємо: d = 40 мм, D = 80 мм, Т = 19.25 мм, e = 0.38. Відстань між заплечиками вала по компонувальною схемою lT = 80 мм. Тоді відстань між широкими торцями зовнішніх кілець підшипників:

lп = Lт + 2Т = 80 + 2 ? 19.25 = 118.25 (мм)

Зсув точки прикладання радіальної реакції від торця підшипника:

Шукане відстань l3равно:

l6 = lП- 2а = 118.25 - 2 ? 17.225 »84 (мм)

Інші лінійні розміри, необхідні для визначення реакцій, беремо по компонувальною схемою: l1 = мм, l2 = 104 мм, d1 = 50 мм, l4 = мм, l5 = мм, d2 = 200 мм.

4. КОНСТРУКТИВНІ РОЗМІРИ черв'яків і черв'ячних КОЛЕСА.

4.1. Розміри черв'яка.

Черв'як виконуємо за одне ціле з валом. Розміри валу і черв'яка були визначені раніше, тому тільки випишемо їх для зручного подальшого використання:

- Діаметр ділильної окружності d1 = 50 мм;

- Діаметр вершин da1 = 60 мм;

- Діаметр западин df1 = 38 мм;

- Довжина нарізаної частини черв'яка b1 = 67 мм;

- Діаметр валу dбп1 = 30 мм.

4.2. Розрахунок конструктивних розмірів черв'ячного колеса.

Всі розрахунки в даному пункті ведемо відповідно до методики наведеної в [4] §6 чолі 4.Основние геометричні розміри черв'ячного колеса були нами визначені раніше. Для зручності подальшого використання випишемо їх:

- Діаметр ділильної окружності d2 = 200 мм;

- Діаметр вершин da2 = 210 мм;

- Діаметр западин df2 = 188 мм;

- Ширина вінця черв'ячного колеса b2 = 45 мм;

- Діаметр отвору під вал d = 48 мм;

- Діаметр маточини черв'ячного колеса dст2 = 76 мм;

- Довжина маточини черв'ячного колеса lст2 = 60 мм.Колесо конструюємо окремо від вала. Виготовимо черв'ячні колесо складовим (рис.4.1.): Центр колеса з сірого чавуну, зубчастий вінець - з бронзи БрА9ЖЗЛ. З'єднаємо зубчастий вінець з центром посадкою з натягом. Так як у нас напрямок обертання постійне, то на зовнішній поверхні центру зробимо буртик. Така форма центру є традиційною. Однак наявність буртика ускладнить виготовлення і центру, і вінця.

Черв'ячне колесо обертається з невеликою швидкістю, тому неробочі поверхні обода, диска, маточини колеса залишаємо необробленими і робимо конусними з великими радіусами заокруглень.

Гострі кромки на торцях вінця притупляється фасками f »0.5m, де m - модуль зачеплення.

f = 0.5 ? 5 = 2.5 (мм)

Залежно від діаметра отвору черв'ячного колеса приймаємо стандартне значення фасок по таблиці 4.1 з [4], тобто f = 1.6 мм

Розрахуємо основні конструктивні елементи колеса:

h »0.15b2 = 0.15 ? 45 = 7 (мм);

t = 0.8h = 0.8 ? 7 = 5.6 (мм);

Sч = 2 ? m = 2 ? 5 = 10 (мм);

Sо = 1.3 ? Sч = 1.3 ? 10 = 13 (мм);

C = 1.25 ? So = 1.25 ? 13 »16 (мм).

5. РОЗРАХУНОК ЕЛЕМЕНТІВ КОРПУСУ РЕДУКТОРА.

5.1. Конструювання корпусу.

Конструкцію корпусу черв'ячного редуктора приймаємо по ріс.11.15 з [4]. Для черв'ячного редуктора з міжосьовим відстанню меншим 160 мм рекомендується нероз'ємний корпус з двома вікнами на бічних стінках, через які при складанні вводять всередину корпусу комплект вала з черв'ячним колесом.

Бічні кришки корпусу центруємо по перехідній посадці і кріпимо до корпусу болтами. Діаметри болтів приймаємо за формулою:

де Т - крутний момент на тихохідному валу, Н ? м.

приймаємо М8, число болтів z = 8.

Для зручності складання діаметр D отвори вікна виконуємо на величину 2С = 4 мм більше максимального діаметра колеса dам2 = 210 мм. Щоб домогтися необхідної жорсткості, бічні кришки виконуємо з високими центрирующими буртиками (Н). З'єднання кришок з корпусом ущільнюємо гумовими кільцями круглого перерізу.

Товщина стінки корпусу:

приймаємо d = 8 мм.

Товщини стінок бічних кришок d1 = 0.9d = 0.9 ? 8 »7 (мм)

Діаметр отвору під кришку D = dам2 + 2С = 210 + 4 = 214 (мм)

Розміри конструктивних елементів кришок: С = 2 мм, D = 214 мм,

DК = D + (4 ... 4.4) d = 214 + (4 ... 4.4) ? 8 = 246 ... 250 (мм),

приймемо Dкравним 248 мм;

Dф = Dк + 4 мм = 248 мм + 4 мм = 252 мм;

Н ? 0.1 ? Dк = 0.1 ? 248 = 24.8 (мм).

Приймемо Н рівним 30 мм.

Розмір hp = 163 мм.

Діаметр dфболтов для кріплення редуктора до плити:

dф = 1.25d = 1.25 ? 8 = 10 (мм),

Приймаємо М10, число болтів - 4.

Діаметр отвору для болта d0 = 12 мм (за таблицею 11.11 з [4]).

Товщина лапи - 15 мм.

Висота ніші h0 = 2.5 (dф + d) = 2.5 (10 + 8) = 45 (мм)

Глибина ніші - 24 мм.

Ширина опорної поверхні - 32 мм.

5.2. Конструювання склянки і кришок підшипників.

Стакан (рис. 5.1.) І кришки (рис. 5.2.) Підшипників виготовимо з чавуну марки СЧ15. Приймемо для всіх підшипників прівертние кришки, які будемо кріпити до корпусу редуктора болтами. Розрахуємо всі конструктивні елементи і, для зручності подальшого використання, занесемо в таблиці 5.1 і 5.2.

Таблиця 5.1.

Розміри конструктивних елементів кришок підшипників (мм)

 D d d z

 d 1

 d 2 C

 D ф

 для правої опори черв'яка 52 6 6 4 7 5 8 88

 для лівої опори черв'яка 52 6 8 4 7 5 14 98

 для опор вала колеса 80 8 8 4 8 6 8 114

Таблиця 5.2.

Розміри конструктивних елементів склянки (мм)

D

 D a d

 d 1

 d 2 C

 D ф t болт

 d z

 52 66 7 7 7 8 98 2 8 квітня

6. ПЕРЕВІРОЧНИЙ РОЗРАХУНОК ВАЛІВ.

Для валів основним видом руйнування є утомлююча, статичне руйнування спостерігається значно рідше. Воно відбувається під дією випадкових короткочасних перевантажень. Тому для валів розрахунок на опір втоми є основним, а розрахунок на статичну міцність виконується як перевірочний.

6.1. Перевірочний розрахунок вхідного валу.

6.1.1. Вибір розрахункової схеми і визначення опорних реакцій.

 M y

 Н ? мм

 M z

 Н ? мм

Опорні реакції в горизонтальній площині:

Перевірка: -ZA + Fr1-ZB = -184.353 + 1052.506 - 868.153 = 0

Опорні реакції у вертикальній площині:

Перевірка: -YA + Ft1-YB- FM = -228.984 + 395.259 - 67.46 - 98.815 = 0

6.1.2. Побудова епюр згинальних моментів.

Згинальні моменти:

в горизонтальній площині

MYA = -ZA ? 104 = -90287.9 ??(Н ? мм)

MYB = -ZB ? 104 = -19172.7 (Н ? мм)

у вертикальній площині:

MZA = -YA ? 104 = -23814.336 (Н ? мм)

MZB = -FM ? 66 = -6521.79 (Н ? мм)

6.1.3. Призначення небезпечних перетинів.

Грунтуючись на епюрах згинаючих і крутного моментів і ескізі валу, призначаємо перетин, для якого буде виконуватися розрахунок. Це небезпечне перетин у точці С.

6.1.4. Перевірка міцності вала в перетині С.

Сумарний згинальний момент в перерізі С:

Моменти опору перерізу вала-черв'яка (по таблиці 4 [3]):

Напруження згину:

Напруги кручення:

Межі витривалості матеріалу (таблиця 3 [3]):

s-1 = 360 МПа; t-1 = 210 МПа.

Коефіцієнти, що характеризують чутливість матеріалу до асиметрії циклу напружень для сталі 40ХН:

ys = 0.15; yt = 0.1

Ефективні коефіцієнти концентрації напружень для перетину з черв'яком для сталі 40ХН з межею міцності? В = 820 МПа (по таблиці 4 [3]):

Ks = 2.4; Kt = 1.8

Коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу при d = 50 мм (за таблицею 6 [3]):

es = 0.70; et = 0.70

Коефіцієнт впливу шорсткості поверхні (по таблиці 7 [3]):

KF = 1.12

Коефіцієнт впливу поверхні зміцнення (по таблиці 8 [3]):

KV = 1.3

Коефіцієнт переходу від меж витривалості зразків до межі витривалості деталей.

за нормальними напруг:

по дотичних напруг:

Коефіцієнт запасу тільки за нормальними напруженням вигину:

Коефіцієнт запасу тільки по дотичним напруженням кручення:

Коефіцієнт запасу опору втоми:

6.2. Перевірочний розрахунок вихідного валу.

Вихідні дані, відомі з попередніх розрахунків:

Fa2 = 395.259 H;

Ft2 = 2844.61 H;

Fr2 = 1052.506 H;

FM = 0.25 ? Ft2 = 0.25 ? 2844.61 = 711.153 H.

6.1.2. Вибір розрахункової схеми і визначення опорних реакцій.

 горизонтальна площина

 вертикальна площина

Опорні реакції в горизонтальній площині:

Перевірка: ZA-Fr1 + ZB = 996.799 - 1052.506 + 55.707 = 0

Опорні реакції у вертикальній площині:

Перевірка: YA- Ft2 + YB + FM = 2099.593 - 2844.61 + 33.863 + 711.153 = 0

6.2.2. Побудова епюр згинальних моментів.

Згинальні моменти:

в горизонтальній площині

MYA = ZA ? 42 = 41865.6 (Н ? мм)

MYB = ZB ? 42 = 2339.7 (Н ? мм)

у вертикальній площині:

MZA = YA ? 42 = 88182.9 (Н ? мм)

MZB = FM ? 80 = 56892.2 (Н ? мм)

6.2.3. Призначення небезпечних перетинів.

Грунтуючись на епюрах згинаючих і крутного моментів і ескізі валу, призначаємо перетин, для якого буде виконуватися розрахунок. Це небезпечне перетин у точці С.

6.2.4. Перевірка міцності вала в перетині С.

Сумарний згинальний момент в перерізі С:

Моменти опору перерізу валу при наявності шпоночно паза (по таблиці 4 [3]):

Напруження згину:

Напруги кручення:

Межі витривалості матеріалу (таблиця 3 [3]):

s-1 = 250 МПа; t-1 = 150 МПа.

Коефіцієнти, що характеризують чутливість матеріалу до асиметрії циклу напружень для сталі 45:

ys = 0.1; yt = 0.05

Ефективні коефіцієнти концентрації напружень для перетину зі шпоночной канавкою з межею міцності? В = 560 МПа (по таблиці 4 [3]):

Ks = 1.75; Kt = 1.5

Коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу при d = 48 мм (за таблицею 6 [3]):

es = 0.82; et = 0.71

Коефіцієнт впливу шорсткості поверхні (по таблиці 7 [3]):

KF = 1.05

Коефіцієнт впливу поверхні зміцнення (по таблиці 8 [3]):

KV = 1

Коефіцієнт переходу від меж витривалості зразків до межі витривалості деталей.

за нормальними напруг:

по дотичних напруг:

Коефіцієнт запасу тільки за нормальними напруженням вигину:

Коефіцієнт запасу тільки по дотичним напруженням кручення:

Коефіцієнт запасу опору втоми:

ПЕРЕВІРКА ДОВГОВІЧНОСТІ ПІДШИПНИКІВ.

7.1. Підшипники для вхідного вала.

Для черв'яка приймемо підшипники роликові конічні 7205 легкої серії. З таблиці 19.24 [4] виписуємо: d = 25 мм, D = 52 мм, Т = 16.25 мм, e = 0.36, С = 24000 Н.

З умови рівноваги вала:

від сил, що діють у вертикальній площині, Fr

від сил, що діють в горизонтальній площині, Ft

Повні радіальні реакції опор

Вибираємо Х = 0.4 і Y = 0.92 (за рекомендаціями [4])

Розрахуємо наведену навантаження першого підшипника

P1 = (V ? X ? Fr1 + Y ? Fa1) ? Kб ? Kт, де

Kб = 1.3 - коефіцієнт безпеки (по таблиці 6.3 [4]);

KТ = 1.0 - температурний коефіцієнт (по таблиці 6.4 [4]);

Х - коефіцієнт радіального навантаження;

V - коефіцієнт обертання відносного вектора навантаження внутрішнього кільця підшипника.

P1 = (0.4 ? 1 ? 898 + 0.92 ? 28844.61) ? 1.3 ? 1.0 = 3860 (H)

Ресурс підшипника:

m = 3.33 - показник кривої витривалості.

Lhтр = 9460.8 год - необхідна довговічність.

Lh1> Lhтр, підшипники задовольняють поставленим вимогам.

7.2. Підшипники для вихідного валу.

Для вала черв'ячного колеса приймемо підшипники роликові конічні 7208 легкої серії. З таблиці 19.24 [4] виписуємо: d = 40 мм, D = 80 мм, Т = 19.25 мм, e = 0.38, С = 46500 Н.

З умови рівноваги вала:

від сил, що діють у вертикальній площині, Fr

від сил, що діють в горизонтальній площині, Ft

Повні радіальні реакції опор

Вибираємо Х = 0.4 і Y = 0.86 (за рекомендаціями [4])

Розрахуємо наведену навантаження першого підшипника

P1 = (V ? X ? Fr1 + Y ? Fa1) ? Kб ? Kт, де

Kб = 1.3 - коефіцієнт безпеки (по таблиці 6.3 [4]);

KТ = 1.0 - температурний коефіцієнт (по таблиці 6.4 [4]);

Х - коефіцієнт радіального навантаження;

V - коефіцієнт обертання відносного вектора навантаження внутрішнього кільця підшипника.

P1 = (0.4 ? 1 ? 2324.12 + 0.86 ? 65.191) ? 1.3 ? 1.0 = 1281.426 (H)

Ресурс підшипника:

m = 3.33 - показник кривої витривалості.

Lhтр = 9460.8 год - необхідна довговічність.

Lh1> Lhтр, підшипники задовольняють поставленим вимогам.

8. ПЕРЕВІРКА МІЦНОСТІ шпонкових з'єднань І ПОСАДКИ вінця червячно КОЛЕСА.

8.1. Розрахуємо шпонкові з'єднання для вхідного вала з муфтою. Шпонку вибираємо призматичну за ГОСТ 23360-78. Розміри шпонки вибираємо по таблиці 19.11 з [4]:

- Перетин b 'h = 6' 6 мм;

- Фаска 0.3 мм;

- Глибина паза вала t1 = 3.5 мм;

- Глибина паза маточини t2 = 2.8 мм;

- Довжина l = 32 мм.

Шпонка призматична з округленими торцями. Матеріал шпонки - сталь 45 нормалізована. Напруження зминання і умови міцності визначаємо за формулою:

При чавунної ступиці [s] см = 70 ... 100 МПа.

Передаваний момент Т = 17.64 Н ? м.

sсм <[s] см, отже, допустимо встановити муфту з чавуну СЧ20

8.2. Розрахуємо шпонкові з'єднання для вихідного валу.

8.2.1. З'єднання вал-колесо.

Шпонку вибираємо призматичну за ГОСТ 23360-78. Розміри шпонки вибираємо по таблиці 19.11 з [4]:

- Перетин b 'h = 14' 9 мм;

- Фаска 0.5 мм;

- Глибина паза вала t1 = 5.5 мм;

- Глибина паза маточини t2 = 3.8 мм;

- Довжина l = 48 мм.

Шпонка призматична з округленими торцями. Матеріал шпонки - сталь 45 нормалізована. Напруження зминання і умови міцності визначаємо за формулою:

При чавунному центрі колеса [s] см = 70 ... 100 МПа.

Передаваний момент Т = 284.461 Н ? м.

sсм <[s] см, отже, допустимо центр черв'ячного колеса виготовити з сірого чавуну СЧ20

8.2.2. З'єднання вала з муфтою.

Шпонку вибираємо призматичну за ГОСТ 23360-78. Розміри шпонки вибираємо по таблиці 19.11 з [4]:

- Перетин b 'h = 10' 8 мм;

- Фаска 0.4 мм;

- Глибина паза вала t1 = 5 мм;

- Глибина паза маточини t2 = 3.3 мм;

- Довжина l = 50 мм.

Шпонка призматична з округленими торцями. Матеріал шпонки - сталь 45 нормалізована. Напруження зминання і умови міцності визначаємо за формулою:

При чавунної ступиці [s] см = 70 ... 100 МПа.

Передаваний момент Т = 284.461 Н ? м.

sсм <[s] см, отже, допустимо встановити муфту з чавуну СЧ20

8.3. Вибір посадки для вінця черв'ячного колеса.

Потужність, що передається черв'ячним колесом Р2 = 0.512 кВт;

Частота обертання n2 = 17.189 об / хв;

Крутний момент, переданий черв'ячним колесом Т = 284.461 Н ? м.

Вінець виконаний з бронзи БрА9ЖЗЛ виливок в кокіль (Sт = 245 МПа), чавунний центр - з сірого чавуну СЧ20 (sпч.р = 118 МПа; n = 0.25) Колесо зображено на рис.4.1.

Мінімальна контактний тиск, яке має бути створено по поверхнях деталей, що сполучаються для передачі моменту Т:

Визначимо величину мінімального розрахункового натягу:

Приймаємо для матеріалу охоплюється деталі (чавуну) Е1 = 1.3 ? 105МПа і m = 0.25; для матеріалу вінця - Е1 = 1.1 ? 105МПа і m = 0.33.

Обчислимо коефіцієнти с1і с2:

Обчислимо мінімальний табличний натяг з урахуванням поправок:

DТmin = Dmin + u = 306 + 14.4 »320 мкм

За таблицями допусків і посадок [6] вибираємо посадку в системі отвору: DТmin = 330 мкм; DТmax = 420 мкм.

Перевірку міцності деталей, що з'єднуються виробляємо при контактному тиску, відповідному максимально можливій величині натягу:

Для небезпечних точок внутрішньої поверхні вінця черв'ячного колеса при n = 1.0 отримуємо:

Коефіцієнт запасу міцності:

Такий коефіцієнт запасу достатній.

Для небезпечних точок колісного центру:

Таким чином, колісний центр має вельми великий запас міцності.

9. ВИБІР МАСТИЛА РЕДУКТОРА І УЩІЛЬНЮВАЛЬНИХ ПРИСТРОЇВ.

9.1. Вибір системи і виду мастила.

Швидкість ковзання в зачепленні VS = 1.842 м / с. Контактні напруги SН = 142.58 Н / мм. По таблиці 8.2 з [4] виберемо масло І-Т-Д-220.

Використовуємо картерів систему змащування. У корпус редуктора заливаємо масло так, щоб вінець черв'ячного колеса був у нього занурений на глибину hм:

hмmax ? 0.25d2 = 0.25 ? 200 = 50 (мм);

hмmin = 2 ? m = 2 ? 5 = 10 (мм)

При обертанні колеса олія буде захоплюватися його зубами, розбризкується, потрапляти на внутрішні стінки корпусу, звідки стікати в нижню його частину. Усередині корпусу утворюється суспензія часток масла в повітрі, яким покриваються поверхні розташованих усередині корпусу деталей, у тому числі і підшипники.

Обсяг масляної ванни V = 0.65 ? Pпот = 0.65 ? 1.306 = 0.85 л.

9.2. Вибір ущільнень.

І для черв'яка, і для черв'ячного колеса виберемо манжетні ущільнення по ГОСТ 8752-79. Встановимо їх робочою кромкою всередину корпусу так, щоб забезпечити до неї хороший доступ масла.

10. ВИБІР МУФТ.

10.1. Вибір муфти для вхідного вала.

Вихідні дані відомі з попередніх розрахунків:

- Поводить момент на валу Т = 17.64 Н ? м;

- Частота обертання вхідного вала n = 700 об / хв;

- Діаметр консольного ділянки вала d1 = 18 мм;

- Діаметр консольного ділянки двигуна d2 = 28 мм.

Так як діаметри консольного ділянки вала (18 мм) і консольного ділянки двигуна (28 мм) неоднакові, то муфта, що з'єднує їх, буде нестандартна. Праву полумуфту виберемо по ГОСТ 21424-75 для d = 28 мм: D = 120 мм; l = 42 мм. Ліву полумуфту виготовимо самі для d = 18 мм: D = 120 мм; l = 42 мм. Довжина всієї муфти L = 89 мм.

Тип муфти - з циліндричними отворами (рис. 10.1.).

10.2. Вибір муфти для вихідного валу.

Вихідні дані відомі з попередніх розрахунків:

- Поводить момент на валу Т = 284.461 Н ? м;

- Частота обертання вихідного валу n = 17.189 об / хв;

- Діаметр консольного ділянки вала d = 36 мм.

Для даних параметрів найбільш підходяща муфта пружна з торообразной оболонкою (рис 10.2.). Розміри цієї муфти візьмемо по таблиці 15.4 з [4] (ГОСТ 20884-75):

d = 36 мм; D = 250 мм; L = 240 мм; l = 60 мм; nmax = 2000 об / хв.

Номінальний обертальний момент Т = 315 Н ? м.

Максимальний момент при короткочасної перевантаження 1000 Н ? м.

11. Опис конструкції РАМИ.

Для виготовлення рами використовуються швелера по ГОСТ 8240-72. Швелера з'єднуються між собою за допомогою зварювання плавиться.

Два поздовжніх швелера №12 довжиною по 565 мм скріплюються між собою з лівої частини швелером №12 довжиною 45 мм, праворуч встик до них приварюється швелер №30 довжиною 180 мм. У правій же частині зверху встановлюється швелер №18 довжиною 180 мм паралельно швелеру №30. Редуктор кріпиться на 2 поздовжніх швелера №12, а двигун на 2 поперечних швелера №18 та №30. У місцях їх кріплення приварюються пластини і свердлити отвори діаметром 12 мм, а знизу приварюються косі шайби. На нижніх полицях швелерів №12 та №30 в місцях кріплення рами до фундаменту свердлити отвори діаметром 12 мм і приварюються косі шайби.

Габаритні розміри рами: довжина 665 мм, висота 310 мм, ширина 180 мм.

 Формат Зона Поз. Позначення Найменування Кол. Примі-чание

 Документація

 ДМ 2501.100.000 СБ Редуктор черв'ячний

 ДМ 2501.100.000 ПЗ Розрахунково-пояснювальна

 записка

 Складальні одиниці

 1 ДМ 2501.110.000 Черв'як

 2 ДМ 2501.120.000 Вал вихідний

 Деталі

 3 ДМ 2501.100.001 Корпус 1

 4 ДМ 2501.100.002 Кришка оглядова 1

 5 ДМ 2501.100.003 Кришка оглядова 1

 6 ДМ 2501.100.004 Кришка підшипника 1

 7 ДМ 2501.100.005 Кришка підшипника 1

 8 ДМ 2501.100.006 Кришка підшипника 1

 9 ДМ 2501.100.007 Кришка підшипника 1

 10 ДМ 2501.100.008 Стакан 1

 11 ДМ 2501.100.009 Прокладка 1

 12 ДМ 2501.100.010 Прокладка 1

 13 ДМ 2501.100.011 Прокладка регулювальна 2

 14 ДМ 2501.100.012 Прокладка регулювальна 2

 15 ДМ 2501.100.013 Маслоуказатель 1

 16 ДМ 2501.100.014 Віддушина 1

 17 ДМ 2501.100.015 Гвинт вантажний 2

 ДМ 2501.100.000 СП

 Змін Лист № документа Підпис Дата

 Розробив Неупокоев Д.А. Редуктор Літ. Лист Листів

 Перевірив Слєсарєв Е.Н. у 1 лютого

 КГУ група М-3115

 Н. контр.

 Затв

 Формат Зона Поз. Позначення Найменування Кол. Примі-чание

 18 ДМ 2501.100.016 Кільце ущільнювальне 2

 19 ДМ 2501.100.017 Пробка конічна 1

 Стандартні вироби

 Болти ГОСТ 7798-70

 21 М6 '6g' 25.5.8 4

 22 M8 '6g' 25.5.8 16

 23 M8 '6g' 30.5.8 12

 Гвинти ГОСТ 1491-80

 24 М6 '6g' 18.5.8 4

 25 M8 '6g' 22.5.8. 4

 Манжети ГОСТ 8752-79

 26 січня - 24 '38 1

 27 січня - 40 '56 1

 Шайби ГОСТ 6402-70

 28 665Г 4

 29 865Г 28

 ДМ 2501.200.000 СП Лист

2

 Змін. Лист № документа Підпис Дата

 Формат Зона Поз. Позначення Найменування Кол. Примі-чание

 Документація

 ДМ 2501.200.000.СБ Складальний креслення

 Деталі

 1 ДМ 2501.200.201 Пластина 4

 2 ДМ 2501.200.202 Пластина 4

 3 ДМ 2501.200.203 Швелер 18 ГОСТ 8240-72

 ст 3 ГОСТ 535-58

 L = 180 1

 4 ДМ 2501.200.204 Швелер 12 ГОСТ 8240-72

 ст 3 ГОСТ 535-58

 L = 565 1

 5 ДМ 2501.200.205 Швелер 12 ГОСТ 8240-72

 ст 3 ГОСТ 535-58

 L = 565 1

 6 ДМ 2501.200.206 Швелер 12 ГОСТ 8240-72

 ст 3 ГОСТ 535-58

 L = 45 1

 7 ДМ 2501.200.207 Швелер 30 ГОСТ 8240-72

 ст 3 ГОСТ 535-58

 L = 180 1

 8 ДМ 2501.200.208 Косі шайби 12 грудня

 ДМ 2501.200.000 СП

 Змін Лист № документа Підпис Дата

 Розробив Неупокоев Д.А. Рама зварна Літ. Лист Листів

 Перевірив Слєсарєв Е.Н. у 1 січня

 КГУ група М-3115

 Н. контр.

 Затв

 Формат Зона Поз. Позначення Найменування Кол. Примі-чание

 Документація

 ДМ 2501.300.000 СБ Складальне креслення

 Складальні одиниці

 1 ДМ 2501.100.000 СБ Редуктор 1

 2 ДМ 2501.200.000 СБ Рама зварна 1

 3 ДМ 2501.300.000 СБ Муфта 1

 Стандартні вироби

 Болти ГОСТ 7798-70

 4 М10 '6g' 38.5.8 4

 5 M10 '6g' 50.5.8 4

 Гайки ГОСТ 5915-70

 6 М10 8

 Муфта Торообразная

 7250 - 36 - 1.1 ГОСТ 20884-75 1

 Шайби

 8 1065Г ГОСТ 6402-70 8

 10 вересня ГОСТ13371-68 8

 Електродвигун

 10 4А1008УЗ ГОСТ 19523-74 1

 ДМ 2501.300.000 СП

 Змін Лист № документа Підпис Дата

 Розробив Неупокоев Д.А. Привід Літ. Лист Листів

 Перевірив Слєсарєв Е.Н. у 1 січня

 КГУ група М-3115

 Н. контр.

 Затв

СПИСОК іспользаванной ЛІТЕРАРУРИ.

1. Смолін А.І. Кінематичний розрахунок приводу. Методичні вказівки. Курган: 1989. 22 с.

2. ратманов Е.В. Розрахунок передач зачепленням. Навчальний посібник. Курган, 1995. 78 с.

3. Колесніков В.Н. Розрахунок валів. Методичні вказівки. Курган, 1996. 25 с.

4. Дунаєв П.Ф., Льоліком О.П. Деталі машин. Курсове проектування. М .: Вища школа, 1990. 400 с.

5. Чернавський С.А., Ицкович Г.М. та ін. Курсове проектування деталей машин. М .: Машинобудування, 1979. 351 с.

6. Федоренко В.А., Шошин А.І. Довідник по машинобудівному кресленню. Л .: Машинобудування, 1981. 416 с.

Авіація і космонавтика
Автоматизація та управління
Архітектура
Астрологія
Астрономія
Банківська справа
Безпека життєдіяльності
Біографії
Біологія
Біологія і хімія
Біржова справа
Ботаніка та сільське господарство
Валютні відносини
Ветеринарія
Військова кафедра
Географія
Геодезія
Геологія
Діловодство
Гроші та кредит
Природознавство
Журналістика
Зарубіжна література
Зоологія
Видавнича справа та поліграфія
Інвестиції
Інформатика
Історія
Історія техніки
Комунікації і зв'язок
Косметологія
Короткий зміст творів
Криміналістика
Кримінологія
Криптологія
Кулінарія
Культура і мистецтво
Культурологія
Логіка
Логістика
Маркетинг
Математика
Медицина, здоров'я
Медичні науки
Менеджмент
Металургія
Музика
Наука і техніка
Нарисна геометрія
Фільми онлайн
Педагогіка
Підприємництво
Промисловість, виробництво
Психологія
Психологія, педагогіка
Радіоелектроніка
Реклама
Релігія і міфологія
Риторика
Різне
Сексологія
Соціологія
Статистика
Страхування
Будівельні науки
Будівництво
Схемотехніка
Теорія організації
Теплотехніка
Технологія
Товарознавство
Транспорт
Туризм
Управління
Керуючі науки
Фізика
Фізкультура і спорт
Філософія
Фінансові науки
Фінанси
Фотографія
Хімія
Цифрові пристрої
Екологія
Економіка
Економіко-математичне моделювання
Економічна географія
Економічна теорія
Етика

8ref.com

© 8ref.com - українські реферати


енциклопедія  бефстроганов  рагу  оселедець  солянка