СОДЕРЖАНИЕ
ВВЕДЕНИЕ
1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТПРИВОДА
2. ВЫБОР МАТЕРИАЛА ИТЕРМООБРАБОТКИ
3. КОНСТРУИРОВАНИЕЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРА
4. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
5. КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
6. РАСЧЕТ ВАЛОВ ПРИВОДА
7. КОНСТРУИРОВАНИЕПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ
8. ВЫБОР КРЫШЕКПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ
9. ВЫБОР МАНЖЕТ
10. КОНСТРУИРОВАНИЕШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
11. ВЫБОР МУФТЫ
12. СИСТЕМА СМАЗКИРЕДУКТОРА
13. КОНСТРУИРОВАНИЕКОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ
14. ПЛИТА И РАМА
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙЛИТЕРАТУРЫ
ВВЕДЕНИЕ
Техническийуровень всех отраслей народного хозяйства тесно связан и в значительной степениопределяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроенияосуществляется комплексная механизация в промышленности, сельском хозяйстве,строительстве, на транспорте, в коммунальном хозяйстве. Уделяется вниманиеусовершенствованию и развитию конструкций современных машин, указываютсянаправления и требования, которые необходимо учитывать при проектировании новыхмашин и механизмов. Проектируемые машины и механизмы должны иметь наиболеевысокие эксплуатационные показатели (производительность, КПД), небольшой расходэнергии и эксплуатационных материалов при наименьшей массе и габаритах, высокуюнадежность. Они должны быть экономичными как в процессе производства, так и впроцессе эксплуатации, удобными и безопасными в обслуживании, допускатьстандартизацию деталей и сборочных единиц и др.
Весьмаразличные машины и механизмы в большинстве своем состоят из однотипных послужебным функциям деталей и сборочных единиц. Отсюда следует, что одни и те жеметоды анализа, расчета и проектирования находят применение, казалось бы, вдалеких друг от друга отраслях техники. Поскольку большинство деталей машинобщего назначения используется в приводах, то они выбраны одним из объектовкурсового проектирования. Привод машины или механизма – система, состоящая издвигателя и связанных с ним устройств для приведения в движение рабочих органовмашины.
Припроектировании привода производят кинематические расчеты, определяют силы,действующие на детали и звенья сборочных единиц, выполняют расчеты изделия напрочность, решают вопросы, связанные с выбором материала и наиболеетехнологических форм деталей, освещаются вопросы сборки и разборки отдельныхсборочных единиц и привода в целом.
Основнойзадачей на этапе конструирования привода является минимизация его стоимости игабаритных размеров при обеспечении надежности и технологичности. Этодостигается оптимальным соотношением параметров привода и электродвигателя порекомендуемым значениям передаточных чисел всех его элементов, которые основанына инженерном опыте. Исходным документом при проектировании являетсятехническое задание, отступление от которого недопустимо.
Выполнениекурсового проекта по деталям машин – самостоятельная творческая работа порешению комплексной инженерной задачи. Знания и опыт, приобретенные привыполнении этого проекта, являются базой для выполнения дипломногопроектирования. Вместе с тем работа над курсовым проектом по деталям машинподготавливает к решению более сложных задач общетехнического характера, скоторыми будущий инженер встретится в своей практической деятельности поокончании университета.
1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙРАСЧЕТ ПРИВОДА
редукторрасчет конструирование
Выборэлектродвигателя.
Частотавращения выходного вала привода:
/>, об/мин.
где V –линейная скорость конвейера, V= 0,32 м/с; D – диаметр звездочек, 0,6 м.
Подставимполученные значения в формулу />:
/> об/мин.
Ориентировочноезначение передаточного числа привода на основании рекомендаций, представленныхв табл.1
/>,
где />=4 — передаточное числооткрытой зубчатой передачи;
/>=24- передаточное числоредуктора.
Тогда, />.
Разобьемпередаточное число редуктора по ступеням по табл.2(1), откуда для тихоходнойпередачи />,
длябыстроходной передачи />.
Ориентировочноезначение частоты вращения вала двигателя:
/>
Коэффициентполезного действия привода (КПД):
/>,
где /> — зубчатой цилиндрическойпередачи; /> — муфты; /> — открытой зубчатойпередачи; /> — подшипников скольжения; /> — подшипников качения.
/>
Потребнаямощность двигателя:
/>
Согласно ГОСТ19533-81, выбираем электродвигатель мощностью /> счастотой вращения вала, близкой к />Параметрыдвигателя/>.
Уточнениепередаточного числа привода.
Действительноепередаточное число привода:
/>
Сравнимдействительное передаточное число привода и ранее принятое ориентировочно: />96≠97 расхождение менее5%. Следовательно корректировку проводить не обязательно.
Частотывращения всех валов привода:
/>
Мощности,передаваемые валами:
/>
Крутящиемоменты на валах:
/>
2. ВЫБОРМАТЕРИАЛА И ТЕРМООБРАБОТКИ
Основнымматериалом для изготовления зубчатых пар примем сталь 40Х (табл.8, [1]).Термообработка колеса – улучшение, твердость поверхности HB 269…302 .
Допускаемыеконтактные напряжения при расчете на выносливость определяются отдельно длязубьев шестерни /> по выражению:
/>,
где /> - предел контактнойвыносливости, соответствующий эквивалентному числу циклов перемен напряжений,МПа; /> - коэффициент безопасности(табл.9, [1]); /> — коэффициент,учитывающий влияние шероховатости рабочих поверхностей зубьев (при />мм, />=1, при /> />=0,93 при Rа=40мкм />=0,9);
/> - коэффициент,учитывающий влияние окружной скорости.
Длясреднескоростных передач 6…8 степени точности можно принять />=1, />=1
Общее времяработы привода:
/>
где />=5 лет – срок службы, вгодах; />=0,22 – коэффициентсуточного использования; />=0,8 — коэффициент годового использования.
/>ч.
Коэффициентдолговечности:
/>,
где /> - базовое число цикловизменения напряжений; /> - эквивалентноечисло циклов изменений напряжений.
/>,
где Тi– величина i-го момента гистограммы; Т – величина расчетного момента; ni– частота вращения вала, по которому ведется расчет передачи, об/мин;
для вала 1: />
для вала 2:
/>;
для валов 3 и4:
/>;
для вала 5:
/>;
Базовое числоциклов для шестерен />, для колес />.
Коэффициентдолговечности:
/>
Так как />>/>, то принимаем/>.
Так как />, то />.
Пределконтактной выносливости:
/>,
где /> - предел контактнойвыносливости, соответствующий общему числу циклов перемен напряжений, МПа;
/>
Допускаемоеконтактное напряжение:
/>
В качестведопустимого контактного напряжения, учитывая большую разницу средних твердостейповерхностей зубьев их колес, принимаем меньшее из двух полученных позависимостям:
/>
Принимаем />
Проверочныйрасчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни иколеса по допускаемым напряжениям изгиба /> и/>, которые определяются повыражению:
/>,
где /> - предел выносливостизубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов переменнапряжений, МПа;
/> - коэффициентбезопасности;
/> - коэффициент,учитывающий шероховатость рабочих поверхностей зубьев;
/> - коэффициент,учитывающий влияние окружной скорости.
Эквивалентноечисло циклов перемен напряжений:
/>
где /> при НВ≤350; /> при НВ
для вала 1:
/>циклов;
для вала 2:
/> циклов;
для валов 3 и4:
/> циклов;
для вала 5:
/> циклов;
Коэффициентдолговечности:
/>,
где /> - базовое число цикловперемен напряжений.
/>
Пределвыносливости зубьев:
/>,
где /> - предел выносливостизубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений =1,8НВ МПа
/>
/>
/>
/>
/>
/>
Допускаемыенапряжения на изгиб:
для шестерен
/>
для колёс
/>
Аналогичныйрасчет допускаемых напряжений можно провести на ЭВМ, что позволяет расширитьдиапазон поиска необходимого материала.
3. КОНСТРУИРОВАНИЕЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРА
Основныеположения.
Основной причинойвыхода их строя зубчатых колес является повреждение их зубчатого венца.
Цельюпроводимых расчетов является предотвращение выхода из строя из-за поломкизубьев и выкрашивания их рабочих поверхностей в результате развития усталостныхтрещин.
Определениеосновных коэффициентов для расчета передачи.
Вспомогательныйкоэффициент /> определяется повспомогательному параметру />,который отражает зависимость рабочей ширины зацепления относительно диаметрашестерни />, тогда
/>.
Вспомогательныйпараметр /> определяется по таблице
/>.
/> />
Вспомогательныйкоэффициент /> определяется в зависимостиот вида передачи. Для косозубой передачи />=43.
Коэффициентраспределения нагрузки между зубьями для косозубой передачи />=1,1.
Коэффициентнеравномерности нагрузки по ширине венца по табл. />=1,1,/>
Коэффициентдинамической нагрузки. Для передач 6-8-й степени точности рекомендуетсяпринимать для косозубой передачи />=1,08.
Определениеосновных параметров передачи.
Межосевоерасстояние:
/>
/>
Так какредуктор соосный, принимаем большее межосевое расстояние равноеа=197 мм
Определимконтактное напряжение при действии максимальной нагрузки по формуле:
/>,
где/> - максимальный пусковоймомент из графика нагрузки, />.
/> />
Допускаемоеконтактное напряжение при действии максимальной нагрузки:
/>
где /> — предел текучестиматериала, МПа.
Проверим выполнениеусловия: />.
692,2
Принимаемугол наклона зубьев для косозубых колес />,/>
Принимаемчисло зубьев шестерен Z1=21, Z3=23
Число зубьевколеса />, />
Модульпередачи/>
/>.
Примем по ГОСТмодуль для первой и второй пары 3 мм. Проведем корректировку угла наклоназубьев в связи с выбором стандартного модуля:
/>
/>
Рабочаяширина зацепления:
/>
/>
Проверимзубья для предотвращения усталостного излома. По табл. определяем коэффициентформы зуба /> и /> в зависимости от Z1 иZ2. для косозубой передачи /> находимпо эквивалентному числу:
/>,
/>мм; />мм;
/> />
/>мм; />мм;
/> />
Коэффициент,учитывающий угол наклона зубьев
/>
Определяемнаиболее слабый элемент передачи по минимальному соотношению:
/> />
/> />
Наиболееслабыми элементами в обеих передачах являются шестерни. Для наиболее слабогоэлемента определяем напряжения изгиба, действующего в ножке зуба.
/>
/>
Проведемсравнение: /> и /> — условие выполняется.
Проведемпроверочный расчет для предотвращения остаточной деформации или хрупкого изломазубьев при действии максимальной нагрузки. Определим максимальное допускаемоенапряжение изгибу:
/>,
где /> — предельное напряжение, невызывающее остаточных деформаций и хрупкого излома, МПа.
Наиболее слабыйэлемент передачи:
/>,
/> />
/> />
Максимальноенапряжение изгибу при действии максимальной нагрузки Тmax:
/>
/>
Проведемсравнение: /> /> и /> — условие выполняется.
Основныегеометрические размеры зубчатой пары:
Ширина колес /> />
Ширинашестерен />/>
Высотаголовки зуба />/>
Высота ножкизуба /> />
Диаметрыделительных окружностей:
/>/>
/> />
Диаметрывершин зубьев:
/>
/>
/>
/>
Диаметрыокружностей впадин:
/>
/>
/>
/>
Силы,действующие в зацеплении. Окружная сила:
/>
/>
Радиальнаясила:
/>
/>
Осевая сила:
/>
/>
Принеобходимости просчета нескольких вариантов (например, поиск оптимальногоразмера редуктора) можно воспользоваться услугами ЭВМ.
Повычисленным параметрам передач выполним компоновку редуктора. На компоновкевыявляется возможность врезания колес первой ступени в вал второй ступениредуктора и условие смазываемости колес всех передач.
4. РАСЧЕТОТКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
Принимаемчисло зубьев шестерни Z3=22.
Число зубьевколеса />
Определениеосновных коэффициентов для расчета передачи.
Вспомогательныйкоэффициент /> определяется повспомогательному параметру />,который отражает зависимость рабочей ширины зацепления относительно диаметрашестерни />, тогда:
/>.
Вспомогательныйпараметр /> определяется по таблице
/>
/>
Модульпередачи.
/>
Рабочаяширина зацепления:
/>
Основныегеометрические размеры зубчатой пары:
Ширина колеса/>
Ширинашестерни/>
Высотаголовки зуба/>
Высота ножкизуба />
Диаметрыделительных окружностей:
/> />
Диаметрывершин зубьев:
/>
/>
Диаметрыокружностей впадин:
/>
/>
Межосевоерасстояние:
/>
Определяемнаиболее слабый элемент передачи по минимальному соотношению:
/> />
Наиболееслабым элементом передачи является шестерня на валу №1 редуктора.
Для наиболееслабого элемента определяем напряжения изгиба, действующего в ножке зуба:
/>
Проведемсравнение: /> — условие выполняется.
Проведемпроверочный расчет для предотвращения остаточной деформации или хрупкого изломазубьев при действии максимальной нагрузки. Определим максимальное допускаемоенапряжение изгибу:
/>
где /> — предельное напряжение, невызывающее остаточных деформаций и хрупкого излома, МПа.
Наиболееслабый элемент передачи
/>,
/> />
Максимальноенапряжение изгибу при действии максимальной нагрузки Тmax:
/>/>
Проведемсравнение: /> - условие выполняется.
Силы,действующие в зацеплении.
Окружнаясила:
/>
Радиальнаясила:
/>
Осевая сила:
/>
5. КОМПОНОВКАРЕДУКТОРА
Ориентировочныйрасчёт валов.
Определяемориентировочный диаметр валов.
Вал 1: />
Вал 2: />
Вал 3: />
Вал 4: />
Вал 5: />
6. РАСЧЕТВАЛОВ ПРИВОДА
Разработкаконструкций валов приводов содержит в себе все основные стадии проектирования:техническое предложение, эскизный проект, технический проект.
В началевыполняется компоновка по полуэмпирическим зависимостям от крутящего момента.После отработки компоновки производится проектировочный расчет диаметров валовпо приведенному моменту, т.е. с учетом изгибающих моментов.
Проверкаокончательной конструкции проводится в форме проверочного расчета покоэффициентам запаса выносливости в опасных сечениях.
Определяемопорные реакции:
Вал 1.
От силы Ft:
/>
От силы сумысил Fr и Fx:
/>
Суммарныереакции.
/>
Изгибающиемоменты в опасном сечении (под шестерней).
От силы Ft:
/>
От силы суммысил Fr и Fx :
/>
Суммарныйизгибающий момент:
/>
Приведённыймомент:
/>
Диаметр валав опасном сечении:
/>
/>
Диаметр валавыходящего из редуктора:
/>
Определяемопорные реакции:
Вал 2.
От силы Ft:
/>
От силы сумысил Fr и Fx:
/>
/>
Суммарныереакции.
/>
Изгибающиемоменты в опасном сечении (под шестерней).
От силы Ft:
/>
От силы суммысил Fr и Fx :
/>
Суммарныйизгибающий момент:
/>
Приведённыймомент:
/>
Диаметр валав опасном сечении:
/>
/>
Определяемопорные реакции:
Вал 3.
От силы Ft:
/>
От силы сумысил Fr и Fx:
/>
Суммарныереакции:
/>
Изгибающиемоменты в опасном сечении (под шестерней).
От силы Ft:
/>
От силы суммысил Fr и Fx :
/>
Суммарныйизгибающий момент:
/>
Приведённыймомент:
/>
Диаметр валав опасном сечении:
/>
/>
Диаметр валавыходящего из редуктора
/>
Определяемопорные реакции:
Вал 4.
От силы Ft:
/>
От силы Fr:
/>
Суммарныереакции:
/>
Изгибающиемоменты в опасном сечении (под шестерней).
От силы Ft:
/>
От силы суммысил Fr и Fx :
/>
Суммарныйизгибающий момент:
/>
Приведённыймомент.
/>
Диаметр валав опасном сечении:
/>
/>
Диаметр валапод муфту:
/>
Определяемопорные реакции:
Вал 5.
От силы Ft:
От силы Fr
/>
Суммарныереакции.
/>
Изгибающиемоменты в опасном сечении (под шестерней).
От силы Ft:
/>
От силы суммысил Fr и Fx :
/>
Суммарныйизгибающий момент.
/>
Приведённыймомент.
/>
Диаметр валав опасном сечении.
/>
/>
7.КОНСТРУИРОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ
Подшипникикачения выбираются исходя из диаметра вала и направления действующих нагрузок,а проверяются по статической и динамической грузоподъемности.
Подшипникискольжения также выбираются по диаметру вала и проверяются по удельной нагрузкеи удельной работе сил трения. Схема алгоритма расчета подшипников представленана рис.П2.11.
Выбортипоразмера для заданных условий работы.
При выборетипоразмера подшипника для заданных условий работы необходимо учитывать:
– величину инаправление нагрузки;
– частотувращения вала;
– потребныйресурс в часах;
– желательныеразмеры подшипника (посадочный диаметр вала или диаметр отверстия в корпусе);
– особыетребования к подшипнику, вытекающие из условий его эксплуатации(самоустанавливаемость, способность обеспечить осевое перемещение вала, условиемонтажа);
– стоимостьподшипника.
Выбортипоразмера подшипника на вал 1 в зависимости от характера нагрузки.
Выбираемтипоразмер подшипника качения в зависимости от характера нагрузки и диаметравала.
Согласнорекомендациям принимаем на быстроходном валу радиально-упорные шариковыеподшипники, так как />.
/>
№362075 ГОСТ831-75
Внутреннийдиаметр d=25 мм.
Наружныйдиаметр D=52 мм.
Ширина В=15мм
Со=9100 Н.
С=16700 Н.
Числооборотов вала n=970 об/мин
Рассчитываемприведенную нагрузку:
/>
/>
/>
Определяемпотребную динамическую грузоподъемность подшипника:
/>
Проводимсравнение:
/>
/>условие выполняется.
Выбранныйподшипник подходит к нашим условиям работы.
Выбортипоразмера подшипника на вал 2 в зависимости от характера нагрузки.
Выбираемтипоразмер подшипника качения в зависимости от характера нагрузки и диаметравала. Согласно рекомендациям принимаем на 2-ом валу радиальные шариковыеподшипники, так как />.
/>
№209ГОСТ831-75
Внутреннийдиаметр d=45 мм.
Наружныйдиаметр D=85 мм.
Ширина В=19мм
Со=18600 Н.
С=33200 Н.
Числооборотов вала n=188 об/мин.
Рассчитываемприведенную нагрузку:
/>
/>
/>
Определяемпотребную динамическую грузоподъемность подшипника:
/>
Проводимсравнение.
/>
/>условие выполняется
Выбранныйподшипник подходит к нашим условиям работы.
Выбортипоразмера подшипника на вал 3 в зависимости от характера нагрузки.
Выбираемтипоразмер подшипника качения в зависимости от характера нагрузки и диаметравала. Согласно рекомендациям принимаем на 2-ом валу радиальные шариковыеподшипники, так как />.
/>
№213ГОСТ831-75
Внутреннийдиаметр d=65 мм.
Наружныйдиаметр D=120 мм.
Ширина В=22мм
Со=34000 Н.
С=56000 Н.
Числооборотов вала n=40 об/мин.
Рассчитываемприведенную нагрузку:
/>
/>
/>
Определяемпотребную динамическую грузоподъемность подшипника.
/>
Проводимсравнение:
/>
/>условие выполняется
Выбранныйподшипник подходит к нашим условиям работы.
Подшипникискольжения условно делятся на разъемные и неразъемные; вкладышные ибезвкладышные; самоустанавливающиеся и несамоустанавливающиеся. Для некоторыхподшипников скольжения корпуса, втулки и вкладыши нормализованы ГОСТ 11521-65,11525-65, 11607-65, 11610-65. нормализованные подшипники скольженияизготавливают по ведомственным нормалям.
Проведемсравнение />, где /> - удельное давление наподшипник; /> - нагрузка на подшипнике; /> - диаметр подшипника; /> - длина подшипника; /> - допускаемое удельноедавление для подшипников.
/>.
Следовательно,условие выполняется.
Проведемсравнение:
/>,
где /> - удельная работасилтрения, n – обороты вала;
/>=4-8 – допускаемоезначение для привода общего назначения.
/> м/с.
Условиевыполняется.
Проведемсравнение />, где /> - удельное давление наподшипник; /> - нагрузка на подшипнике; /> - диаметр подшипника; /> - длина подшипника; /> - допускаемое удельноедавление для подшипников.
/>.
Следовательно,условие выполняется.
Проведемсравнение:
/>,
где /> - удельная работасилтрения, n – обороты вала;
/>=4-8 – допускаемоезначение для привода общего назначения.
/> м/с.
Условиевыполняется.
8. ВЫБОРКРЫШЕК ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ
/>
Дляподшипников на валу 1 выбираем следующую крышку:
Сквозная:ГОСТ 18512 –73
D = 52 мм
d = 25 мм
D1= 42 мм
D2= 90 мм
D3= 72 мм
D4= 32 мм
d = 9 мм
H = 17 мм
n = 4
Дляподшипников на валу 2 выбираем следующие глухие крышки:
Глухая: ГОСТ18511 – 73
D = 85 мм
D1= 80 мм
D2= 133 мм
D3= 111 мм
H = 19 мм
d1= 11 мм
n = 4
Дляподшипников на валу 3 выбираем следующие крышки:
Сквозная:ГОСТ 18512 –73
D = 120 мм
d = 65 мм
D1= 85 мм
D2= 168 мм
D3= 146 мм
D4= 75 мм
d = 11 мм
H = 20 мм
n = 6
Глухая: ГОСТ18511 – 73
D = 120 мм
D1= 110 мм
D2= 168 мм
D3= 146 мм
H = 20 мм
d1= 11 мм
n = 6
9. ВЫБОРМАНЖЕТ
/>
По ГОСТ 8752– 79 выбираем следующие манжеты:
Для вала 1:
d = 25 мм
D = 42 мм
В = 10 мм
Для вала 3:
d = 65 мм
D = 85 мм
В = 10 мм
10.КОНСТРУИРОВАНИЕ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Шпонка на концевала 1 под муфту.
В редукторахнаибольше применение находят шпонки призматические обыкновенные со скругленнымиторцами, СТ СЭВ 189-75. Сечение шпонки /> выбираетсяв зависимости от диаметра вала по табл., а длина назначается по конструктивнымсоображениям в пределах длин шпонок данного сечения.
Принимаем поСТ СЭВ 189 – 75 шпонку размерами 6 x 6, t =3,5 мм и длиной 40 мм. для диаметра 22мм.
Проверяемшпонку на смятие, по условию смятия:
/>,
где /> - допускаемое напряжениесмятия, МПа,
/> МПа
/> - диаметр вала, мм.
/>
Следовательно,шпонку данной длины и размером применять можно.
Шпонка навалу 2 под колесо.
Принимаем поСТ СЭВ 189 – 75 шпонку размерами 14 x 9, t = 5,5 мм и длиной 80 мм. длядиаметра 50 мм.
Проверяемшпонку на смятие, по условию смятия.
/>,
/>
Следовательно,шпонку данной длины и размером применять можно.
Шпонка навал 3под колесо.
Принимаем поСТ СЭВ 189 – 75 шпонку размерами 20 x 12, t = 7,5 мм и длиной 110 мм. длядиаметра 70 мм.
Проверяемшпонку на смятие, по условию смятия.
/>,
/>
Следовательно,шпонку данной длины и размером применять можно.
Шпонка наконце вала 3 под муфту.
Принимаем поСТ СЭВ 189 – 752 — шпонки размерами 18 x 11, t =7 мм и длиной 90 мм. длядиаметра 62 мм.
Проверяемшпонку на смятие, по условию смятия.
/>,
/>
Следовательно,шпонку данной длины и размером применять можно.
Шпонка наконце вала 4 под муфту.
Принимаем поСТ СЭВ 189 – 752-е шпонки размерами 18 x 11, t =7 мм и длиной 80 мм. длядиаметра 62 мм.
Проверяемшпонку на смятие, по условию смятия.
/>,
/>
Следовательно,шпонку данной длины и размером применять можно.
Шпонка на вал5 под колесо.
Принимаем поСТ СЭВ 189 – 752-е шпонки размерами 25 x 14, t =9 мм и длиной 120 мм. длядиаметра 95 мм. и устанавливаем их с двух сторон.
Проверяемшпонки на смятие, по условию смятия.
/>,
/>
Следовательно,шпонки данной длины и размером применять можно.
11. ВЫБОРМУФТЫ
Общиеположения.
Выбор муфтыдля валов обусловлен особенностью монтажа и эксплуатации привода и производитсяпо стандартам или нормалям в зависимости от передаваемого крутящего момента, атакже возможности расточки ступицы под нужные диаметры валов. Муфта одногоразмера может иметь в ступицах полумуфт неодинаковые отверстия, что позволяетсоединить валы разных диметров.
Выбор муфтысоединяющей вал двигателя и вал редуктора.
Расчетныйкрутящий момент.
/>,
где Т=60778 –передаваемый крутящий момент быстроходным валом;
К=1,25-коэффициент режима работы.
/>.
Выбор типамуфты.
Выбираем упругуювтулочно-пальцевую муфту.
Напряженияизгиба в пальцах.
/>
Напряженияизгиба в резиновых втулках
/>
Условиевыполняется, значит данную муфту применять можно.
Параметрымуфты:
d = 22 мм
Dп= 90 мм
D = 120 мм
L = 121 мм
lв= 28 мм
dп=14мм
lп = 28 мм
do=28мм
z= 4
GD2= 0.025
Выбор муфтына вал 3.
Расчетныйкрутящий момент.
/>,
гдеТ=1387864– передаваемый крутящий момент быстроходным валом;
К=1,25-коэффициент режима работы.
/>.
Выбор типамуфты.
Выбираемкулачково-дисковую муфту.
Максимальноедавление на рабочих поверхностях.
/>
Условиевыполняется, значит, данную муфту применять можно.
Параметрымуфты:
d = 62 мм
D0= 105 мм
D = 170 мм
L = 275 мм
l =125 мм
b=45 мм
h = 30 мм
GD2= 0.25
Определениенагрузки на вал
/>
12. СИСТЕМАСМАЗКИ РЕДУКТОРА
Дляуменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности износа трущихсяповерхностей, а также для предотвращения их от заедания, задиров, коррозии илучшего отвода тепла в редукторах применяют смазку.
В настоящеевремя для передач редуктора широко применяют картерную систему смазки. Этотспособ применяют для передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5 м/с.
Выборсмазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Причем чем вышеконтактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло инаоборот, чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкостьмасла. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактногонапряжения и окружной скорости колес.
Согласно ГОСТ17479.4-87 в редукторе будет использовано масло марки И-Г-С-100, высотамасляной ванны составит 80 мм от днища редуктора. Контроль уровня масла вредукторе осуществляется жезловым указателем.
Придлительной работе масло загрязняется продуктами износа деталей передач. Стечением времени оно стареет, свойства его ухудшаются, поэтому в редукторемасло периодически заменяется. Для этой цели в корпусе редуктора должно быть предусмотреномаслосливное отверстие, закрываемое пробкой. Для полного слива масло желательнопредусмотреть уклон дна корпуса редуктора в сторону сливной пробки. При работередуктора за счет потерь мощности в узлах трения масло разогревается и темсамым повышается давление воздуха внутри корпуса. Это приводит к просачиваниюмасла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полостькорпуса сообщают с внешней средой путем установки пробки отдушины в верхних еготочках. Иногда пробку-отдушину совмещают с крышкой смотрового люка.
13. КОНСТРУИРОВАНИЕКОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ
Примемтолщину стенки корпуса δ = 10 мм.
Рассчитаемтолщину стенки крышки:
δкр= (0,8…0,9) δ = 0,8*10 = 8 мм. Примем толщину стенки крышки также равной10 мм.
Диаметр ичисло болтов выбирают по рекомендациям при конструировании корпусов редукторов.Координаты болтов уточняются при разработке конструкции редуктора. В этомслучае болтовое соединение включает группу неравномерно нагруженных болтов,установленных с зазором.
Диаметрыфундаментных болтов:
/>
Диаметрыболтов соединяющих крышку с корпусом редуктора у бобышек подшипников:
/>
Диаметрыболтов соединяющих крышку с корпусом по периметру соединения:
/>
Выбираемкрышку смотрового люка.
Для данногоредуктора выберем крышку со следующими параметрами:
А = 200 мм
А1= 175 мм
А2= 150 мм
В = 150 мм
В1= 125 мм
В2= 150 мм
Z = 4
d4= 6 мм
Определяемразмеры фланцев под болты.
/>
Размерыфланца под фундаментные болты:
М = 27 мм
К = 50 мм
Е = 23 мм
S = 50 + 10 +4 = 64 мм
d = 21 мм
δфл= 2,3δ = 2,3*10 = 23 мм.
Размерыфланца под болты у бобышек подшипников:
М = 19 мм
К = 36 мм
Е = 17 мм
S = 36 + 10 +4 = 50 мм
d = 15 мм
δфл= 1,5δ = 1,5*10 = 15 мм.
Для удобствамонтажа примем толщину фланца равной 30 мм.
Размерыфланца под болты по периметру соединения:
М = 16 мм
К = 28 мм
Е = 12 мм
S = 28 + 10 +4 = 42 мм
d = 11 мм
δфл= 1,35δ = 1,35*10 = 13,5 мм.
14. ПЛИТА ИРАМА
Сварныенесущие конструкции экономически выгодно изготавливать при единичном имелкосерийном производстве. При этом используют прокат: швеллеры, уголки,листы, полосы. Кроме того, металлоемкость сварных конструкций примерно в двараза меньше аналогичных литых рам и плит.
Плиты служатдля установки агрегатов привода (двигателя, редуктора) и обеспеченияправильного положения их в течение всего срока эксплуатации. Конструкция плитдолжна удовлетворять требованиям прочности, жесткости, виброустойчивости,стабильности формы во времени и др.
Длину плиты Lи ширину В определяют в соответствии с размерами агрегатов, устанавливаемых наней. Высоту плиты принимают примерно Н=0,1L. Если плита ступенчатая, то высотаН соответствует белее низкой ее части.
Диаметрболтов dф для крепления плиты к фундаменту принимают равным диаметруболтов, крепящих редуктор к плите. Болты равномерно размещают со средним шагомР=(30…40)dф.
В данномслучае будем использовать сварную плиту из прокатного сортамента – швеллеров,угольников и листов. Швеллера и угольники располагаются так, чтобы торец однойдетали примыкал к стенке другой. Это облегчает изготовление плит. Детали плитысваривают по контуру сопряжения. Контур плиты будет иметь Г-образную форму.
Порядок ипринцип проектирования рам не отличается от проектирования литых плит. Поаналогичной зависимости отыскивают величины Н и их сортамента проката подбираютразмеры профиля, чаще всего швеллера. Затем отыскивают величину разноси уровнейh, на раму наваривают листы требуемой толщины или опорные платики. При большемзначении h раму наращивают швеллерами, поставленными на полку или наложеннымина стенку. Точная установка агрегатов по высоте обеспечивается металлическимипрокладками.
Рамы,сваренные из профильного проката, имеют достаточную жесткость, поэтомунадобность в специальных ребрах жесткости обычно отпадает.
Для удобствамонтажа и демонтажа прокатные профили, составляющие раму, устанавливают полкаминаружу.
Крепеж рамы кфундаменту осуществляется фундаментальными болтами. В случае крепления рамы заполки необходимо подкладывать под гайку болта косую шайбу. Диаметры и числоболтов выбирают в зависимости от длины или развернутой несущей конструкции.
СПИСОКИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. «Расчёт и проектированиедеталей машин». Под редакцией А.А. Андросова. Ростов – на – Дону 2002 г.
2. «Детали машин.Проектирование». Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. Москва 2004г.