Привод конвейера - Производство и технологии курсовая работа

Расчет и проектирование одноступенчатого горизонтального конического редуктора для привода к ленточному конвейеру. Подбор и проверочный расчет муфт. Регулировка подшипников и зацеплений. Подбор и проверочный расчет шпоночных и шлицевых соединений.


посмотреть текст работы


скачать работу можно здесь


полная информация о работе


весь список подобных работ


Нужна помощь с учёбой? Наши эксперты готовы помочь!
Нажимая на кнопку, вы соглашаетесь с
политикой обработки персональных данных

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

Проект - это комплекс технических документов, относящихся к изделию, предназначенному для изготовления или модернизации, и содержащий чертежи, расчеты, описание с принципиальными обоснованием.
Подготовка студентов в высших учебных заведениях направлена на то, чтобы обучить их мастерству проектирования. При выполнении курсового проекта студент должен проявлять максимум самостоятельности и творческой инициативы в выборе вариантов конструкций, материалов, форм деталей, графического оформления чертежей и т.п.
Изучения основ проектирования начинают с проектирования простейших элементов машин общего назначения.
Знания и опыт, приобретенные студентом при проектировании элементов машин, являются базой для дальнейшей работы, а также для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам и дипломного проекта.
Проектируемый привод предназначен для передачи вращения от электродвигателя на цепь конвейера. Ленточный конвейер предназначен для транспортировки различных грузов. Широко применяется в горном деле , на производстве.
Привод к ленточному конвейеру работает следующим образом: электродвигатель 1 передает крутящий момент на быстроходный вал редуктора через клиноременную передачу 2, затем крутящий момент передается на тихоходный вал конического одноступенчатого прямозубого редуктора 3 (частота вращения уменьшается, крутящий момент увеличивается) и затем через зубчатую муфту 4 на вал ленточного конвейера.
Электродвигатель, редуктор и опоры барабана устанавливаются на раму, сваренную из швеллера 100.
Рама устанавливается на фундамент и крепится к нему с помощью анкерных болтов.
Шкивы ременной передачи , а также зубчатое колесо , муфта ,крепятся на валы привода с помощью шпоночного соединения.
3.1 Расчет закрытой конической передачи
Расчет зубчатой конической передачи редуктора.
Выбор материала для изготовления шестерни и колеса .
Выбираем материал зубчатой передачи :
Для шестерни -Сталь40Х; твердость >45 HRC
Для колеса -Сталь 40Х;твердость <350HB2;
Разность средних твердостей HB1ср-HB2 ср20…50
б) Механические характеристики стали 40Х: 269…302 HB;
Для шестерни : твердость 45…50HRC , улучшение и закалка ТВЧ , Дпр=200мм;
Для клеса: твердость 269…302HRC , улучшение , Sпр=125мм;
у в =790 Н/ммІ ,у т =640 Н/ммІ , у -1 =375 Н/ммІ
в)Средняя твердость зубьев шестерни и колеса :
HB 1 cр=258,5; HB 2 cр=238,5 ; HB 1 cр- HB 2 cр=20
Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на выносливость.
а)Рассчитаем коэффициент долговечности КHL:
Для колеса наработка за весь срок службы :
N 2 =573*38,54*17,5*10 3 =386,45*10 6 циклов
Для шестерни N 1 =N 2 *u=386,45*10 6 *3,15=1217,3*10 6 циклов
Число циклов перемены напряжений N HO 1 соответствующее пределу выносливости находим по [табл3.3 ;2] интерполированием:
N HO 1 =17,06*10 6 циклов. N HO 2 =15,7*10 6 циклов.
Так как N1> N HO 1 и N2 > N HO 2 , то коэффициенты долговечности К HL 1 =1 и К HL 2 =1.
д)Допускаемое контактное напряжение [у] HO , соответствующее числу циклов перемены напряжений N HO [табл.3.1 ,2]
Для колеса [у] HO 2 =1,8*HB2ср+67=1,8*238,5+67=496,3Н/мм 2
Для шестерни [у] HO 1 =1,8HB ср1 +67 =1.8*258.5+67=532.3Н/мм 2
Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на контактную прочность при действии максимальной нагрузки
Для шестерни [у] H 1 = К HL 1 *[у] HO 1 =1*532,3=532,3 Н/мм 2
Для колеса [у] H 2 = К HL 2 *[у] HO 2 =496,3*1=496,3 н/мм 2
Т.к. HB 1 cр- HB 2 cр=20 , то коническая прямозубая передача рассчитывается по меньшему значению [у] H из полученных для шестерни [у] H 1 и колеса [у] H 2 т.е.по менее прочным зубьям ,т.е [у] H =496,3 Н/мм 2
Определение допускаемых напряжений изгиба при расчете на выносливость.
Определяем коэффициент долговечности К FL :
Число циклов перемены напряжений N FO 1 соответствующее пределу выносливости . N FO =4*10 6 для обоих колес
Т.к. N 1 >N FO 1 и N 2 >N FO 2 , то коэффициенты долговечности К FL 1 =1 и К FL 2 =1
Допускаемое контактное напряжение изгиба , соответствующее числу циклов перемены напряжений N FO
[у] FO 1 =1.03*HB1ср=1,03*258,5=266,3Н/мм 2
[у] FO 2 =1,03*HB2ср=1,03*238,5=245,7 Н/мм 2
[у] F 1 = К FL 1* [у] FO 1 =1*266.3=266.3 Н/мм 2
[у] F 2 = К FL 2* [у] FO 2 =1*245,7=245,7 Н/мм 2
Т.к. передача реверсивная , то [у] F уменьшаем на 25%
Рассчитанные данные сведем в таблицу 3.1
Определим главный параметр -внешний диаметр колеса
d е2 =1,75*10 4 *=1,75*10 4 *=0,241м=241мм.
гден--0,85-коэффициент для прямозубых колес
Кн=1 (коэфф. из табл 2,3 [1])- определяется в зависимости от
Re= d е2 /(2*sin 2 )=241/(2*sin73,28)=125,81 мм
Принимаем внешний окружной модуль по 1 ряду ГОСТ
f=0.85-коэффициент вида конических колес
Для прямозубых колес Кf=1-коэффициент , учитывающий распределение инагрузки по ширине венца.
Фактическое передаточное отношение :
u ф =121/38=3,184;д1=17,44є ;д2=72,56є
Из таблицы 2,10 [1] определяем коэффициенты смещения для зубчатых колес
Определим делительные диаметры шестерни и колеса
Для шестерни : d e 1 =m e *z 1 =2*38=76мм
Для колеса : d e 2 = m e *z 2 = 2*121=242 мм
Шестерни dae1=d e1 +2(1+x e1 )m e *cos =76+2(1+0.24)*2*cos17.44є=80,73мм
колеса: d ae2 =d e2 +2(1+x e2 )me* cos 2 =242+2(1-0.24)*2*cos72,56є=242,91
Внутренние диаметры шестерни dfe1=d e1 -2(1,2-x e1 )m e *cos 1 =76-2(1,2-0.24)*2*cos17.44є=72,33мм
колеса : d fe2 =d e2 -2(1+x e2 )me* cos 2 =242-2(1,2+0.24)*2*cos72,56є=240,27 мм
Расчетные параметры шестерни и колеса снесем в таблицу 4.2
Таблица 3.2 Параметры зубчатой конической передачи
Проверим пригодность заготовок колес .
Условие пригодности заготовок колес:
Dзаг =da1+6мм=80,73+6=86,73 мм<200 мм
Проверочный расчет по контактным напряжениям:
Ft=2*T 2 *10 3 /d 2 =2*173,79*1000/242=1436,2 Н-окружная сила в зацеплении
Kнб=1-коэффициент , учитывающий распределение нагрузки между зубьями .
Кнн =1,05-коэффициент динамической нагрузки , зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи.(табл 4,2[2])
V=щ 2 *d 2 /(2*1000)=38,54*242/(2*1000)=4,66м/с-окружная скорость колес
хн=1-коэффициент вида конических колес.
Расчет допускаемых контактных напряжений передачи верен (недогруз 28%>10%)
Уменьшим ширину колеса и сделаем пересчет . b=30мм
Проверка на изгиб зубьев шестерни [у] F 1 и колеса [у] F 2
у F 2 =[Y f 2 *Y в *Ft/(v f *b 2 *m)]* K f б *К f в *К f н <[у] F 2
у F 1 =[у] F 2 *Y f 1 /Y f 2 <[у] F 1
K f б =1-коэффициент , учитывающий распределение нагрузки между зуб
К f в - коэффициент динамической нагрузки по длине зуба.
К f н =1,33- коэффициент динамической нагрузки , зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи.(табл 4,3[2])
Y f 1 и Y f 2 -коэффициенты формы зуба шестерни и колеса . По табл 4,4[2] в зависимости от эквивалентного числа зубьев z v 1 =z 1 =38; z v 2 =z 2 =121
Yв=1-коэффициент , учитывающий наклон зуба
у F 2 =3,6*1*1436.2/(1*30*2)*1*1*1,33=114.6 Н/мм 2 <184,3мм2
у F 1 =184,3*3,3,7/3,6=189,41<199,7 Н/мм2
у F 2 -значительно меньше [у F ] но это допустимо , т.к. нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью
Сведем расчетные данные в таблицу4.3
Ft=2*T 2 *10 3 /d 2 =2*173,79*1000/242=1436.2 Н-окружная сила в зацеплении
Fa1=Ft*tgб*sinд1=1436.2*tg20*sin17,62=158.23Н
Fr1= Ft*tgб*cosд1=1436.2*tg20*cos17,62=498.2 Н
В задании задана клиноременная передача.
Определяем скорость ремня v=р*nдв*D1/(30*10 3 )=3.14*2900*100/(30*10 3 )=30,35 м/с
Диаметр ведомого шкива D 2 =D 1 *u*(1-е)=100*2,5*(1-0.015)=246.25мм.
Определяем фактическое передаточное отношение ременной передачи.
е-величина , учитывающая проскальзывание.
Фактическая угловая скорость вала №1
щф=щдв/u 2ф =303,53/2,538=119,59рад/с
Определяем интервал межосевого расстояния
Т0=3.3 мм -высота сечения ремня профиля А
аmin=0.55*(D1+D2)+T0=0.55*(100+250)+3,3=195,8 мм
Предварительно принимаем межосевое расстояние a p =300 мм
Примем ближайшее значение по стандарту L=1120 мм
Определим уточненное значение межосевого расстояния
где W=0.5*р*(D1+D2)=0.5*3.14*(100+250)=549,5 мм
у=(D2-D1) 2 =(250-100) 2 =22500 мм 2
При монтаже передаче необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01*L=0.01*1120=11,2 мм , для обеспечения надевания ремня и необходимо предусмотреть возможность увеличения межосевого расстояния на 0,025*L=0.025*1120=28 мм, для натяжения ремня.
Из табл 3,11[3] в зависимости от момента на ведомом шкиве выбираем профиль «А» ремня.
Определим допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем
Pп=[P0]*Cp*Cб*C L *Cz=2,5*1*0,91*1*0,95=2,16 кВт
где [Р 0 ] -- допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем
Cp,Cб,C L ,Cz-поправочные коэффициенты ,из табл.5,2[2]
Cp=1-коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации
Cб=0,91-коэффициент , учитывающий влияния угла обхвата,
C L =1-коэффициент , учитывающий длину ремня,
Cz=0,95-коэффициент , учитывающий число ремней в передаче (Предполагается ,что число ремней будет от3 до 5 )
Определение числа ремней ременной передачи:
Где Рном= 7,34 кВт-требуемая мощность электродвигателя
Определяем силу предварительного натяжения ремня F0, H
Окружная сила , передаваемая комплектом клиновых ремней
Определяем силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей ремня.
Определить силу давления ремней на вал Fоп
Fоп=2*F0*z*sinб/2=2*56,47*4*sin 148,9/2=435,22 Н
По конструктивным соображениям принимаем длину ступицы шкива lст= 70мм. Диаметр ступицы dст=50мм.
Сведем расчетные данные ременной передачи в таблицу4.4
Наименование параметра и единицы измерения
Обозначение параметров и числовое значение
Угол обхвата ремнем меньшего шкива,°
Из таблицы 3,20[3] выбираем параметры шкива для ремней профиля «А» рис.3
Размеры профиля ремня сведем в таблицу6
Рис. 3.1 Размер профиля канавок клиноременного шкива профиля «В»
Смазка, зубчатых зацеплении и подшипников уменьшает потери на трение, износ и нагрев деталей.
По способу подачи смазки к зацеплению различают картерную и циркуляционную смазки.
Картерная смазка осуществляется окунанием венцов зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса. Эту смазку применяют при окружным скоростях в зацеплении передач V < 12-15 м/с,. При большей скорости масло сбрасывается центробежной силой. При смазывании окунанием объем масла заливаемого в картер определяет из расчета (0,4-0,8)л масла на 1 кВт передаваемой мощности.
Рекомендуется, чтобы уровень масла был не выше центра нижнего тела качения подшипника (шарика или ролика).
Смазывание подшипников качения, редукторов общего назначения или пластичными мазями..
Пластичные мази лучше, чем жидкие масла, защищают подшипник от коррозии, особенно при длительных перерывах в работе. Для их удержания в подшипнике и корпусе не требуются сложные уплотнения. При выборе пластичной мази учитывают рабочую температуру подшипникового узла и наличие в окружавшей среде влаги. Пластичные мази (солидол)мы закладываем между подшипниками и мслоотражающими кольцами.
Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют различными маслоуказателями.
Для слива масла из корпуса редуктора предусматривается мослосливное отверстие, размещаемое в нижней части корпуса и закрываемое резьбовой пробкой.
Во время работы редукторов повышается давление внутри корпуса в связи с нагревом масла и воздуха. Это приводит к выбрасыванию масла из корпуса через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса соединяют с внешней средой путем установки отдушин. Мы устанавливаем в крышке редуктора отдушину .
Из таблицы 25[8] в зависимости от контактных напряжений и окружной сорости выбираем вязкость масла для смазывания зубчатой передачи 30*10 -6 м 2 /с.
Из таблицы 27 [8] выбираем в зависимости от вязкости масло индустриальное И-30А.
Расчетные данные сведем в таблицу 8.1
Наименование параметров и единица измерения
Обозначение параметров и числовое значение
7.4 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора
Корпус предназначен для размещения деталей передачи, обеспечения смазки, восприятия усилий, возникающих при работе, а также для предохранения деталей передачи от повреждений и загрязнений.
Наиболее распространенным материалом для литых корпусов является серый чугун (СЧ15-32).
Редукторы общего назначения для удобства сборки и разборки конструируют разъемными.
Габариты и форма редуктора определяются числом и размерами зубчатых колес, заключенных в корпус, положением плоскости разъема и расположением валов.
В нижней части основания корпуса предусматривают маслосливное отверстие, закрываемое резьбовой пробкой, сбоку- отверстие для установки маслоуказателя.
Взаимное положение основания корпуса и крышки фиксируют двумя коническими штифтами , которые устанавливают до расточки отверстий под родшипники.Дно корпуса выполняют наклонным 1-2° в сторону сливного отверстия.
В крышке корпуса для заливки масла , контроля сборки и осмотре редуктора при эксплуатации предусматривают смотровое окно . Оно располагается в месте , удобном для осмотра зацепления.
Во время работы редукторов повышается давление внутри корпуса в связи с нагревом воздуха и масла . Это приводит к выбрасыванию масла из корпуса через уплотнения и стыки . чтобы избежать этого , внутреннюю часть корпуса соединяют с внешней средой путем установки отдушины в его верхней точке.
Для подъема и транспортировки крышки, основания корпуса и собранного редуктора предусматривают крючья, проушины или рым-болты.
Размеры элементов корпуса из СЧ15-32
толщина стенок корпуса редуктора (во всех случаях и 1 8 мм):
Толщина фланца основания b=1.5*д=1.5*8=12 мм
Толщина нижнего фланца основания p=2.35*д=2.35*8=18.8=19 мм
Толщина ребер основания m=(0.85…1)*д=8мм
Толщина нижнего фланца крышки b1=1.5*д1=1.5*8=12 мм
Толщина ребер крышки m1=(0.85…1)*д1=8 мм
Диаметр фундаментных болтов d1=(0.072*Re+12=0.072*125,81+12=21мм Принимаем М22
Диаметр болтов у подшипников: d2=(0,7…0,75)*d1=15,4…16,5=М16
Диаметр болтов соединяющих основание с крышкой :
Количество фундаментальных болтов: 4
Размеры элементов подшипниковых гнезд:
Диаметр расточки D принимаем по наружному диаметру подшипника;
Количество болтов для крепления крышки подшипников n 4 = 4…6;
Размер, определяющий положение болтов :
Расчетные данные сведем в таблицу 8.2
Наименование параметра и единица измерения
Обозначение параметра и числовое значение
Толщина стенок корпуса редуктора ,мм
Болты,соединяющие крышку с корпусом
Болты,крепящие крышку редуктора к корпусу
Болты,крепящие крышку подшипников к корпусу
По таблице из [5] находим статическую грузоподъемность предварительно выбранного подшипника С 0 = 16,4 кН.
В зависимости от этого соотношения из таблиц [5] выбираем e=0.34
Вычисляем осевые составляющие реакций опор от действия радиальных сил, которые зависят от угла контакта .
S 2 = e R B = 0,34 1599,1 = 543,6 Н
Определяем расчетные осевые нагрузки F 1 и F 2 .
Определяем соотношение и сравниваем его с е. При этом, если соблюдается условие , то Х = 1, Y = 0; если , то Х и Y находят из таблиц [5].
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:
где: R - радиальная нагрузка, действующая на подшипник
V - коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца V=1.
K - коэффициент безопасности. K = 1.1
K T - температурный коэффициент. K Т = 1 при температуре подшипника менее 100 0 С.
Требуемое значение динамической грузоподъемности:
n-частота вращения кольца подшипника
L-требуемая долговечность подшипника(для общего редукторостроения L=5000-1000ч)
б-коэффициент , зависящий от характера кривой усталости.(для шариковых подшипников б=3) Подшипник удовлетворяет условиям прочности , т.к.607,49 Н <16400Н. Рассчитаем подшипник тихоходного вала.
Из таблиц [5] находим статическую грузоподъемность предварительно выбранного подшипника С 0 = 50 кН.
Вычисляем осевые составляющие реакций опор от действия радиальных сил, которые зависят от угла контакта .
S 2 = e R d = 0,414 233,9 = 96,83 Н
Определяем расчетные осевые нагрузки F 1 и F 2 .
Определяем соотношение и сравниваем его с е. При этом, если соблюдается условие , то Х = 1, Y = 0; если , то Х и Y находят по каталогу [1].
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:
где: R - радиальная нагрузка, действующая на подшипник
V - коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца V=1.
K - коэффициент безопасности. K = 1.1
K T - температурный коэффициент. K Т = 1 при температуре подшипника менее 100 0 С.
Требуемое значение динамической грузоподъемности:
n-частота вращения кольца подшипника
L-требуемая долговечность подшипника(для общего редукторостроения L=5000-1000ч)
б-коэффициент , зависящий от характера кривой усталости.(для шариковых подшипников б=3)
Подшипник удовлетворяет условиям прочности , т.к.503,74Н <50000
10. ПОДБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Зубчатые колеса, шкивы, звездочки и другие детали крепятся на валах с помощью шпоночных соединений.
Сечение шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала (см./3/табл.4.1). Длину шпонки принимают по длине ступицы с округлением в меньшую сторону до стандартной
Шпонки рассчитываются на смятие по формуле:(см./3/с.73)
- диаметр вала вместе посадки шпонки, мм
- допускаемое напряжение смятия 110-190, Н/мм 2
Шпонки подбираем по ГОСТ23360-78 в зависимости от диаметра вала
параметры шпонки: b = 8мм, h = 7 мм, l = 40мм , t 1 = 4мм, t 2 = 2,8 мм , l р = l - b = 40 - 8= 32 мм , d = 27м .
параметры шпонки: b =10 мм, h = 8 мм, l = 65 , t 1 = 5мм, t 2 = 3,3 мм , l р = l - b = 65-10 = 55мм , d = 35мм .
параметры шпонки: b = 16 мм, h = 10 мм, l = 70 мм , t 1 = 6 мм, t 2 = 4.3 мм , l р = l - b = 55 - 12 = 43 мм , d = 40 мм .
11. НАЗНАЧЕНИЕ ПОСАДОК , ШЕРОХОВАТОСТИ ПОВЕРХНОСТИ, ВЫБОР СТЕПЕНЕЙ ТОЧНОСТИ И НАЗНАЧЕНИЕ ДОПУСКОВ ФОРМЫ РАСПОЛОЖЕНИЯ ПОВЕРХНОСТЕЙ.
Для обеспечения правильной сборки и нормальной работы детали могут иметь некоторые рассеяние действительных размеров относительно номинальных значений. Допускаемые пределы рассеяния, удовлетворяющим условиям сборки и нормальной работы, ограничиваются предельными размерами наибольшим предельным размером dmax(Dmax) и наименьшим предельным размером dmin(Dmin) .
Для изготовления и контроля детали информация о предельных (допускаемых) размерах должна быть известна из чертежа. Однако для упрощения чертежей на них обозначают не предельные размеры, а предельные отклонения размера от номинального значения (верхнее и нижнее), которые представляют собой алгебраическую разность между соответствующим предельным размером и номинальным.
Более подробную информацию по данной теме можно получить в любой технической литературе по курсу : «Взаимозаменяемость стандартизация и технические измерения»(а также см./3/параграф 7.2)
В нашем случае мы используем посадки рекомендованные соответствующей технической литературой (см./3/табл.7.3).В основном мы используем посадки в системе отверстия, так как для отверстия труднее подобрать инструмент заданной точности. Точность изготовления проверяется калибром или специальными измерительными приборами.
Для посадок подшипников на валы принимаем посадку L6/к6 для всех валов, шероховатость поверхности Ra=0,8
Для посадки колеса на тихоходном валу Ш50Н7/n6
Для внутренней поверхности ступицы:
Для посадок крышек подшипников в корпус редуктора принимаем посадку Н7/h9
Для посадок крышек подшипников в корпус редуктора принимаем посадку Н7/h9
Для посадки под манжеты принимаем для валов посадку d9, шероховатость Ra=0.02
Посадки шпоночных соединений ;для валов N9 , для втулок Js9/
-Для шпоночных соединений по СТ СЭВ 57-73 и СТ СЭВ 144-75 принимаем отклонения : паза вала 8N9=8 -0.03 6 , паза ступицы 8Js9=8 +0.01 8 , по высоте шпонки 7h11=7 -0.075 , по глубине паза в вале t 1 =4 +0.2 . по глубине паза во втулке t 2 =2,8 +0.2
Для шпонки 10N9=10 -0.036 , паза ступицы 10Js9=10 +0.018 , по высоте шпонки 8h11=8 -0.09 , по глубине паза в вале t 1 =5 +0.2 . по глубине паза во втулке t 2 =3.3 +0.2
Для шпонки 16N9=16 -0.0 43 , паза ступицы 16Js9=12, по высоте шпонки 10h11=10 -0.09 , по глубине паза в вале t 1 =6,0 +0.2 . по глубине паза во втулке t 2 =4,3 +0.2
Для валов назначаем шероховатость поверхностей торцов заплечиков под подшипники Ra2,5 , а посадочных шеек валов Ra1,25. Шероховатость ступеней вала для посадки зубчатых колес назначаем Ra 2.5.
Для посадочных поверхностей ступиц звездочки, муфты и зубчатого колеса назначаем шероховатость Ra2.5
Для посадочных поверхностей крышек подшипников и торцев Ra1.6
По таблицам [3] назначаем для быстроходного вала допуск симметричности 0,030 ,допуски цилиндричности 0,005-на диаметрах Ш27,Ш35. Для заплечиков вала допуск перпендикулярности 0,025.
Для тихоходного вала допуск симметричности 0,030 ,допуски цилиндричности 0,005-на диаметрах Ш45,Ш50,. Для заплечиков вала допуск перпендикулярности 0,025.
Проверочный расчет вала на усталостную прочность при изгибе.
где: n у и n ф коэффициенты запаса по изгибным и крутящим напряжениям ;
n - допускаемое значение коэффициента запаса = 1.1 - 2.5 .
где: у -1 и ф -1 - пределы выносливости для материала вала при симметричном цикле изгиба (табл. 11.5 /5/) ; К у и К ф эффективные коэффициенты концентрации напряжений; еб,еф -масштабные факторы при изгибе и кручении ; ш у и ш ф - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла (табл. 11.5 /5/); у и и ф к - напряжения изгиба и кручения; у -1 =0.43*ув=0,43*900= 387 МПа
Проверочный расчет вала на усталостную прочность при изгибе.
где: n у и n ф коэффициенты запаса по изгибным и крутящим напряжениям ;
n - допускаемое значение коэффициента запаса = 1.1 - 2.5 .
где: у -1 и ф -1 - пределы выносливости для материала вала при симметричном цикле изгиба (табл. 11.5 /5/) ; К у и К ф эффективные коэффициенты концентрации напряжений; еб,еф -масштабные факторы при изгибе и кручении ; ш у и ш ф - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла (табл. 11.5 /5/); у и и ф к - напряжения изгиба и кручения;
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100°С;
в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают мазеудерживающие кольца и устанавливают роликоподшипники, предварительно нагретые в масле.
-Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого в подшипниковые "камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают армированные манжеты. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки болтами. Далее на конец ведущего вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают полумуфту.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами. Обьем масла V=0.8*3,767=3л
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
14. РЕГУЛИРОВКА ПОДШИПНИКОВ И ЗАЦЕПЛЕНИЙ
Коническое зацепление и конические подшипники тихоходного вала регулируются поджатием крышками.
Для регулировки зазоров между крышками и корпусом предназначены металлические регулировочные прокладки. На быстроходном валу такая же система. Поджимая болтами крышку подшипников, мы устраняем зазоры в подшипниках и в коническом зацеплении.
4. П.Ф. Леликов, О.П.Дунаев «Конструирование деталей машин» Москва «Высшая школа»1985
5. Детали машин и основы конструирования : учеб. пособие по курсовому проектированию для студентов инженерно- технических и химико-технологических специальностей очной и заочной форм обучения / сост. А.Ф. Дулевич и др.- Мн.: БГТУ, 2006. - 220 с.
6. П.Ф.Леликов, О.П.Дунаев «Конструирование деталей машин» Москва «Высшая школа»1985
7. П.Г. Гузенков «Детали машин» Москва «Высшая школа»1982
8. А.С. Дмитриченко, А.С. Ковеня, С.А. Лосик. Методическое пособие к курсовому проекту «Прикладная механика».Минск 1996г.
Энерго-кинематический расчет привода и редуктора. Подбор и проверочный расчет подшипников. Смазывание редуктора. Конструирование корпуса и деталей редуктора. Подбор и проверочный расчет муфт. Расчет шпоночных соединений. Технический уровень редуктора. курсовая работа [529,4 K], добавлен 06.11.2008
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах. Подбор и проверочный расчет муфт. Расчет валов на выносливость. Описание сборки редуктора. Регулировка подшипников и зацеплений. курсовая работа [448,1 K], добавлен 28.03.2012
Выбор электродвигателя и кинематический расчет, определение мощностей и передаваемых крутящих моменты. Проектный и проверочный расчеты передачи. Подбор и проверочный расчет муфт, подшипников, шпоночных соединений. Описание сборки и регулировки редуктора. курсовая работа [2,5 M], добавлен 24.09.2014
Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Расчет зубчатой и цепной передачи редуктора. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора. Подбор подшипников для валов редуктора и шпонок, проверочный расчет шпоночных соединений. курсовая работа [255,4 K], добавлен 25.02.2011
Назначение и область применения привода. Кинематический расчет и выбор электродвигателя. Расчет цилиндрической прямозубой передачи с внутренним зацеплением. Расчет элементов корпуса редуктора, шпоночных и шлицевых соединений. Подбор подшипников и муфт. курсовая работа [713,3 K], добавлен 28.02.2012
Энергокинематический расчет привода. Проектный и проверочный расчет конической передачи и валов. Подбор и проверка подшипников качения. Расчет шпоночных соединений. Выбор муфт и обоснование количества смазки. Техника безопасности при работе привода. курсовая работа [199,1 K], добавлен 01.09.2010
Кинематический и силовой расчёт привода. Выбор материалов и расчёт допускаемых напряжений. Проектный и проверочный расчёт передачи. Проектный расчёт вала и выбор подшипников. Подбор и проверочный расчёт шпоночных соединений. Смазывание редуктора. курсовая работа [222,1 K], добавлен 15.11.2008
Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д. PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах. Рекомендуем скачать работу .

© 2000 — 2021



Привод конвейера курсовая работа. Производство и технологии.
Сочинение: Автор и герои в пьесе М. Горького На дне 2
Дипломная работа по теме Стратегия и тактика в организациях (на примере ресторана 'Искушение')
Реферат: Чарльз Гудийр
Контрольная работа по теме Налоговые отношения
Реферат: Небезпека масових промислових вибухів у мегаполісах
Реферат На Тему Про Войну 11 Класс
Мцыри Образ Узника Сочинение
Доклад по теме Эйкен Говард
Диссертация На Заказ
Реферат по теме Запалення як патологічний процес
Как Правильно Писать Заключение В Реферате
Принципы Права Социального Обеспечения Контрольная Работа
Доклад по теме Книжная справа в первой половине XVII века и при патриархе Никоне
Эсс 100 Dim Rw
Реферат по теме Структура и ф-ции клеточного ядра.
Входная Административная Контрольная Работа 2 Класс
Экономическая Теория Заключение Реферат
Реферат: Инвестиционный климат России. Скачать бесплатно и без регистрации
Классификация Систем Электронного Документооборота Реферат
Курсовая Работа По Экономике Устойчивого Развития
Управління персоналом в соціальній сфері - Менеджмент и трудовые отношения дипломная работа
Выполнение дипломного проекта студентами очного отделения "Автоматизации и вычислительной техники" - Программирование, компьютеры и кибернетика методичка
Автоматизированный учет радиоточек передающего центра - Программирование, компьютеры и кибернетика дипломная работа