Проект привода цепного конвейера - Производство и технологии курсовая работа

Главная

Производство и технологии
Проект привода цепного конвейера

Кинетический и силовой расчёт привода, его схема, выбор двигателя. Расчет клиноременной передачи, ее геометрических параметров, выбор материала и определение допустимых напряжений. Расчёт вала редуктора на статическую способность и долговечность.


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.
1. Кинетический и силовой расчёт привода
1.3 Общее передаточное число и разбиение его по степеням
1.4 Силовые и кинематические параметры привода
2.1 Исходные данные для расчёта передачи
3. Расчет цилиндрической 3.1. Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета
3.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений
3.3 Определение геометрических параметров
3.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)
4. Расчёт цилиндрической косозубой передачи || ступени
4.1 Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета
4.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений
4.3 Определение геометрических параметров
4.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)
5.1 Определение диаметров входного вала редуктора
6. Определение конструктивных размеров зубчатых колес
6.1 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи I ступени
6.2 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи II ступени
6.3 Определяем размеры цилиндрического колеса (рис.6.1.)
6.4 Определение диаметров выходного вала
7. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора
7.1 Определение конструктивных размеров корпуса и крышки редуктора, согласно табл. 4.2, 4.3, [1]
7.2 Размеры необходимые для черчения
8. Выбор шпонок и их проверочный расчет
9. Расчёт промежуточного вала редуктора на статическую способность и долговечность
9.1 Расчет вала на несущую способность
10.3 Определение эквивалентной нагрузки
10.4 Определяем долговечность подшипников
10.6 Проверочный расчёт зубчатой муфты
11. Выбор и проверочный расчёт опор скольжения
Развитие народного хозяйства Украины тесно связано с развитием машиностроения, так как материальная мощность современной страны базируется на технике - машинах, механизмах, аппаратах, приводах, которые выполняют разную полезную работу. В наше время нет ни одной области народного хозяйства, где бы не применялись машины и механизмы в широких масштабах. Благодаря этому осуществляется комплексная механизация в промышленности, в сельском хозяйстве, в строительстве, на транспорте. Это заставляет уделять большое внимание при проектировании и усовершенствования конструкций современных машин и механизмов. Машины и механизмы, которые проектируются, должны иметь высокие эксплуатационные показатели, не большое количество энергии и эксплуатационных материалов, должны быть экономичными, как в процессе производства, так и в процессе эксплуатации, удобными и безопасными в обслуживании.
1. Кинетический и силовой расчёт привода
Согласно техническому заданию на курсовой проект по дисциплине «Детали машин» необходимо спроектировать привод цепного конвейера, который состоит из двигателя, клиноременной передачи, двухступенчатого цилиндрического ора и муфты. При проектировании деталей привода использованы современные критерии оценки их работоспособности - прочность, жесткость и износостойкость. Кинематический и силовой расчеты привода
Исходные данные для кинематического и силового расчета привода
Работа над курсовым проектом по дисциплине «Детали машин» подготавливает студентов к решению более сложных задач общетехнического характера в своей дальнейшей практической деятельности.
Определяем необходимое усилие на валу 1 двигателя, кВт,
где N 5 - усилие на приводном валу 5, кВт , з общ - общий кпд.
з общ = з 12 з 23 з 34 з 45 = 0,95? 0,95? 0,96? 0,98 = 0,85,
где з 12= з кр = 0,95 - кпд между 1 и 2 валами; з 23 = з цп ? з кр = 0,96?0,99=0,95 - кпд между 2 и 3 валами; з 34 =з цп? з оп = 0,97?0,99=0,96 - кпд между 3 и 4 валами; з 45 = з м? з оп з оп =1?0,99?0,99=0,98 - кпд между 4 и 5 валами.
Средние значения кпд принимаем из [1], табл. 1.1
з кр = 0,95-кпд клиноременной передачи;
з цп =0,97-кпд цилиндрической передачи;
Принято, что валы привода установлены на подшипниках качения.
Определяем угловую скорость и частоту вращения вала электродвигателя.
где рад/с - угловая скорость на 5 валу
- общее передаточное отношение привода.
Средние значения ориентировочных передаточных чисел принимаем из [2], табл. 5.5, с 74.
- ориентировочное передаточное число клиноременной передачи; - ориентировочное передаточное число цилиндрической передачи I ступени; - ориентировочное передаточное число цилиндрической передачи II ступени; - ориентировочное передаточное число муфты.
Выбираем электродвигатель исходя из условий .
Из [3], табл.2.4, с.23, выбираем электродвигатель 4АН180М6, кВт об/мин и для дальнейших расчётов выполняем переход от к
1.3 Общее передаточное чи сло и разбиение его по степеням
Определяем действительное общее передаточное число привода при выбранном двигателе.
1.4 Силовые и к инематические параметры привода
Определяем крутящие моменты на валах:
Результаты расчётов сводятся в табл.1.2 и являются исходными данными для всех следующих расчётов.
Результаты кинетического и силового расчётов привода
2.1 Исходные данные для расчёта п ередачи
Исходные данные для расчета передачи
Сечение ремня по табл. 5.6 ([8], с. 69)
При заданном значении М принимаем сечение ремня (В).
Минимально допустимый диаметр шкива d min = 63 мм.
Для повышения коэффициента полезного действия передачи, увеличения долговечности и тяговой способности ремней, уменьшение числа ремней принимаем d 1 =100 мм.
Диаметр большего шкива: d 2 = d 1 ?i кл =100•2,98=298
где n 2 - частота вращения ведомого вала, об/мин .; - коэффициент скольжения; принимаем = 0,01
Ориентировочное межосевое расстояние
В соответствии с ГОСТ 1284.1-80 принимаем L = 1600 мм.
Наименьшее расстояние, необходимое для надевания ремня
Наибольшее расстояние, необходимое для компенсации вытяжки ремня
Коэффициент динамичности и режима работы
По табл. 5.7 ( 5, с.71) величина окружного усилия р 0 , передаваемого одним ремнем р 0 =124 Н (на один ремень)
Допускаемое окружное усилие на один ремень
где С б =1-0,003(180-б 1 )=1- 0,003(180-156,24)=0,93
Коэффициент, учитывающий длину ремня
, так как расчетная длина L=1600=L 0
Коэффициент режима работы С р =1, следовательно
где р 0 =814 ( по табл. 5,7 [8], с. 71 )
3. Расчет цилиндрической 3.1. Кинематическая схема передач и и исходные данные для расчета
Исходные данные для расчета передачи Таблица 3.1.
3.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений
Для уравновешивания долговечности шестерни и колеса, уменьшения вероятности заедания и лучшей приработки твердость зубьев шестерни необходимо выбирать большей, чем твердость колеса: НВ ш = НВ к + (20…50).
Так как к габаритам передачи не накладываются жесткие условия, то для изготовления зубчатых колес, из [6], принимаем материалы для шестерни - сталь 50 , для колеса - сталь 40. Параметры материалов зубчатых колес сводим в таблицу 3.2.
где у Н lim - граница контактной долговечности поверхности зубцов, соответствует базовому числу циклов изменения напряжений N Н0 = 30 НВ 2,4 , (при твердости поверхности зубьев ?350 НВ, у Н lim b = 2 НВ +70):
у Н l im b ш = 2·180+70=430 МПа, у Н lim b к =2· 154 + 70=378 МПа;
N Н0ш = 30·180 2,4 = 7,76·10 6 , N Н0к = 30 · 154 2,4 = 5,3·10 6 ;
S Н - коэффициент безопасности (запас прочности), учитывается от термообработки и характера нагрузок, принимаем S Н = 1,1, [6];
К Н L - Коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется из соотношения N Н0 и дополнения ( N У ·К НЕ ); К НЕ - коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем К НЕ = 0,06.
N У - суммарное число циклов нагрузки зубьев за все время службы передачи:
где L h -время службы передачи, для односменной работы L h =1·10 4 час.
N У ш · К НЕ =1,96 · 10 8 · 0,06 = 1,17 · 10 6 < N Н0ш = 7,76 · 10 6 ,
N У к · К НЕ = 0,49 · 10 8 · 0,06 =2,9 · 10 6 < N Н0ш = 5,3 ·10 6 .
Так как в обоих случаях N Н0 > N У · К НЕ , то коэффициент долговечности
где у F lim b - граница выносливости поверхности зубцов при изгибе, соответствует базовому числу циклов смены напряжений N Fо = 4 · 10 6 , [6], (при твердости поверхности зубьев ?350 НВ, у F lim b = НВ + 260):
у F lim b ш = 180 +260 = 440 МПа, у F lim b к = 154 + 260 = 414 МПа;
S F - коэффициент безопасности (запас прочности), из [2], принимаем S F = 1,8, K FL - коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется соотношением N F0 и ( N У K F Е ); K F Е - коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем K F Е = 0,02.
N У m · K F Е = 1,05·10 8 ·0,02 = 2,1·10 6 < N F0 = 4·10 6 ,
N У к · K F Е = 0,26·10 8 ·0,02 = 0,52·10 6 < N F0 = 4·10 6 .
Так как в обоих случаях N F0 > N У K F Е , то согласно [ ], коэффициент долговечности:
K FC - коэффициент реверсивности нагрузки, для нереверсивной передачи К Н L - 1,0, [6].
Допустимые максимальные контактные напряжения.
[ у Н ] max ш = 2,8·380 = 1064 МПа , [ у Н ] max к =2,8·340=952 МПа.
Допустимые максимальные напряжения на изгиб.
[ у F ] max ш = 0,8·380 = 304 МПа., [ у F ] max к = 0,8·340 = 272 МПа .
3.3 Опреде ление геометрических параметров
Из условий контактной усталости поверхности зубьев:
где К а - коэффициент межосевого расстояния, из [6], для косозубых передач К а = 4300 Па 1/3 ; - коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию, из [6], для косозубой передачи принимаем
К Н в - коэффициент распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл.1.2, в зависимости от ш bd = 0,5 ш ba ( и+ 1) = 0,5 · 0,45 · (4+1) = 1,13, для косозубой передачи К Н в = 1,046; [ у Н ] - наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых контактных напряжений, МПа .
Первоначальное значение расчетного модуля зубьев определяется
где в - угол наклона зубьев, для косозубой передачи в = 20°;
Z ш - число зубьев шестерни, согласно [6] принимаем Z ш = 20;
Z ш - число зубьев колеса, Z к = Z ш и = 20·4 = 80 .
Согласно [6], табл.1.3, принимаем m п = 5 мм.
- ширина: b к = ш d а а w = 0,45 · 266 = 119,7 мм. Принимаем b к = 120 мм.
где Z Н - коэффициент, учитывающий форму спряженных поверхностей зубьев: для косозубых - Z Н = 1,75, [6];
Z М = 275 · 10 3 Па 1/2 - коэффициент учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, [6];
Z Е - коэффициент суммарной длинны контактный линий спряженных зубьев: для косозубых - Z Е = 0,8, [6];
К Н = К На К Н в К Н V - коэффициент нагрузки : К На - коэффициент распределения нагрузки между зубьями из [6], табл. 1.4, К Н а = 1,15; К Н в = 1,046, см. разд.3.3.1, К Н V - коэффициент динамической нагрузки, из [6], табл. 1.4, при
; К HV =1.02 ; К Н =1,15•1,046•1,02=1,22.
Так как у Н = 363 находится в пределах (0,9…1,0)[у Н ], то расчет можем считать завершенным: .
где К п =2,2, [ у Н ] max - наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых максимальных контактных напряжений, МПа
Определяем отдельно для шестерни и колеса по формуле
где - Y F - коэффициент формы зуба, из [6], табл. 1.7, по эквивалентному числу зубьев Z V , для косозубой передачи: , Y Fш =3,92; , Y Fк = 3,6.
Y E - коэффициент перекрытия зубьев, согласно [6] принимаем Y E =1,0.
Y в - коэффициент наклона зубьев, согласно [6] для косозубых передач принимается:
К F = К Fа К Fв К F V - коэффициент нагрузки: К Fа - коэффициент распределения нагрузки между зубьями для косозубых - К Fа =1,0, [6], табл. 1,8; К Fв -коэффициент
Геометрические размеры цилиндрической зубчатой передачи
Геометрический расчет передачи (см. рис. 3.2).
- диаметр вершин зубьев: d аш = d ш + 2 m n = 106,4+ 2 · 5= 116,4 мм;
- диаметр впадин: d ѓ ш = d ш - 2,5 m n = 106,4 - 2,5 · 5= 93,9 мм;
- ширина: b ш = b к + 5 мм = 120 + 5 = 125 мм.
- диаметр вершин зубьев: d ак = d к + 2 m n = 425,5 +2 · 5 = 696 мм;
- диаметр впадин: d ѓ к = d к - 2,5 m n = 425,5 - 2,5 · 5 = 413 мм;
распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл. 1.9, в зависимости от ш ba = 1, 13 (см. разд. 3.3.1.) для косозубой передачи К Fв = 1,09; К F V - коэффициент динамической нагрузки, выбирается из табл. 1.10, [6], при К F V = 1,05; К F = 1,00 · 1,09 · 1,05 = 1,14.
Выполняется отдельно для шестерни и колеса при действии кратковременных максимальных нагрузок (в период пуска двигателя).
где К п - коэффициент перегрузки, из [2], табл. 1, с. 249 - К п =2,2.
у F ma х ш = 114 · 2,2 = 250,8 МПа ? [ у F ] max ш = 304 МПа,
у F ma х к = 92 · 2,2 = 202,4 МПа ? [ у F ] max к = 272 МПа.
3.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3 .3)
- осевая сила F аш = F ак = F t к tgв = 8651· tg 19,95 0 = 3139 Н
4. Расчёт цилиндрической косозубой передачи || ступени
4.1 Кинематическая схема передач и и исходные данные для расчета
Исходные данные для расчета передачи
4.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений
Для уравновешивания долговечности шестерни и колеса, уменьшения вероятности заедания и лучшей приработки твердость зубьев шестерни необходимо выбирать большей, чем твердость колеса: НВ ш = НВ к + (20…50).
Так как к габаритам передачи не накладываются жесткие условия, то для изготовления зубчатых колес, из [6], принимаем материалы для шестерни - сталь 50 , для колеса - сталь 40. Параметры материалов зубчатых колес сводим в таблицу 3.2.
где у Н lim - граница контактной долговечности поверхности зубцов, соответствует базовому числу циклов изменения напряжений N Н0 = 30 НВ 2,4 , (при твердости поверхности зубьев ?350 НВ, у Н lim b = 2 НВ +70):
у Н l im b ш = 2·180+70=430 МПа, у Н lim b к =2· 154 + 70=378 МПа;
N Н0ш = 30·180 2,4 = 7,76·10 6 , N Н0к = 30 · 154 2,4 = 5,3·10 6 ;
K FL - коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется соотношением N F0 и ( N У K F Е ); K F Е - коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем K F Е = 0,02.
N У m · K F Е = 1,05·10 8 ·0,02 = 2,1·10 6 < N F0 = 4·10 6 ,
N У к · K F Е = 0,26·10 8 ·0,02 = 0,52·10 6 < N F0 = 4·10 6 .
Так как в обоих случаях N F0 > N У K F Е , то согласно [ ], коэффициент долговечности:
K FC - коэффициент реверсивности нагрузки, для нереверсивной передачи К Н L - 1,0, [6].
Допустимые максимальные контактные напряжения.
[ у Н ] max ш = 2,8·380 = 1064 МПа , [ у Н ] max к =2,8·340=952 МПа.
Допустимые максимальные напряжения на изгиб.
[ у F ] max ш = 0,8·380 = 304 МПа., [ у F ] max к = 0,8·340 = 272 МПа .
4.3 Определение геометриче ских параметров
Из условий контактной усталости поверхности зубьев:
где К а - коэффициент межосевого расстояния, из [6], для косозубых передач К а = 4300 Па 1/3 ; - коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию, из [6], для косозубой передачи принимаем
К Н в - коэффициент распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл.1.2, в зависимости от ш bd = 0,5 ш ba ( и+ 1) = 0,5 · 0,45 · (4+1) = 1,13, для косозубой передачи К Н в = 1,046; [ у Н ] - наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых контактных напряжений, МПа .
Первоначальное значение расчетного модуля зубьев определяется
S Н - коэффициент безопасности (запас прочности ), зависит от термообработки и характера нагрузок, принимаем S Н = 1,1, [6];
К Н L - Коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется из соотношения N Н0 и дополнения ( N У ·К НЕ ); К НЕ - коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем К НЕ = 0,06.
N У - суммарное число циклов нагрузки зубьев за все время службы передачи:
где L h -время службы передачи, для односменной работы L h =1·10 4 час.
N У ш · К НЕ =0,49 · 10 8 · 0,06 = 2,94 · 10 6 < N Н0ш = 7,76 · 10 6 ,
N У к · К НЕ = 0,12 · 10 8 · 0,06 = 0,72 · 10 6 < N Н0ш = 5,3 ·10 6 .
Так как в обоих случаях N Н0 > N У · К НЕ , то коэффициент долговечности
где у F lim b - граница выносливости поверхности зубцов при изгибе, соответствует базовому числу циклов смены напряжений N Fо = 4 · 10 6 , [6], (при твердости поверхности зубьев ?350 НВ, у F lim b = НВ + 260):
у F lim b ш = 180 +260 = 440 МПа, у F lim b к = 154 + 260 = 414 МПа;
S F - коэффициент безопасности (запас прочности), из [2], принимаем S F = 1,8,
где в - угол наклона зубьев, для косозубой передачи в = 20°;
Z ш - число зубьев шестерни, согласно [6] принимаем Z ш = 20;
Z ш - число зубьев колеса, Z к = Z ш и = 20·4 = 80 .
Согласно [6], табл.1.3, принимаем m п = 8,0 мм.
- ширина: b к = ш d а а w = 0,45 · 425 = 191,25 мм. Принимаем b к = 220 мм.
Расчет на контактную усталость. распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл. 1.9, в зависимости от ш ba = 1, 13 (см. разд. 3.3.1.) для косозубой передачи К Fв = 1,09; К F V - коэффициент динамической нагрузки, выбирается из табл. 1.10, [6], при н = 1,77 м/с, К F V = 1,05; К F = 1,00 · 1,09 · 1,05 = 1,14.
Выполняется отдельно для шестерни и колеса при действии кратковременных максимальных нагрузок (в период пуска двигателя).
где К п - коэффициент перегрузки, из [2], табл. 1, с. 249 - К п =2,0.
у F ma х ш = 103 · 2,2 = 226,6 МПа ? [ у F ] max ш = 304 МПа,
у F ma х к = 84 · 2,2 = 184,8 МПа ? [ у F ] max к = 272 МПа.
4.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)
- осевая сила F аш = F ак = F t к tgв = 20470 · tg 20° = 7450 Н
где Z Н - коэффициент, учитывающий форму спряженных поверхностей зубьев: для косозубых - Z Н = 1,75, [6];
Z М = 275 · 10 3 Па 1/2 - коэффициент учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, [6];
Z Е - коэффициент суммарной длинны контактный линий спряженных зубьев: для косозубых - Z Е = 0,8, [6];
К Н = К На К Н в К Н V - коэффициент нагрузки : К На - коэффициент распределения нагрузки между зубьями из [6], табл. 1.4, К Н а = 1,15; К Н в = 1,046, см. разд.3.3.1, К Н V - коэффициент динамической нагрузки, из [6], табл. 1.4, при
; К HV =1.02 ; К Н =1,15•1,046•1,02=1,22.
Так как у Н = 363 находится в пределах (0,9…1,0)[у Н ], то расчет можем считать завершенным: .
где К п =2,2, [ у Н ] max - наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых максимальных контактных напряжений, МПа
Определяем отдельно для шестерни и колеса по формуле
где - Y F - коэффициент формы зуба, из [6], табл. 1.7, по эквивалентному числу зубьев Z V , для косозубой передачи: , Y Fш =3,92; , Y Fк = 3,6.
Y E - коэффициент перекрытия зубьев, согласно [6] принимаем Y E =1,0.
Y в - коэффициент наклона зубьев, согласно [6] для косозубых передач принимается:
К F = К Fа К Fв К F V - коэффициент нагрузки: К Fа - коэффициент распределения нагрузки между зубьями для косозубых - К Fа =1,0, [6], табл. 1,8; К Fв -коэффициент
Геометрические размеры цилиндрической зубчатой передачи
Геометрический расчет передачи (см. рис. 4.2).
- диаметр вершин зубьев: d аш = d ш + 2 m n = 170 + 2 · 8,0 = 186 мм;
- диаметр впадин: d ѓ ш = d ш - 2,5 m n = 170 - 2,5 · 8,0 = 150 мм;
- ширина: b ш b к + 5 мм = 220 + 5 = 225 мм.
- диаметр вершин зубьев: d ак = d к + 2 m n = 680 +2 · 8,0 = 696 мм;
- диаметр впадин: d ѓ к = d к - 2,5 m n = 680 - 2,5 · 8,0 = 660 мм;
При отсутствии данных о моменте изгиба, диаметр вала определяют приблизительно по известному крутящему моменту из условий прочности на кручение по заниженным значениям допустимых напряжений:
где i- номер вала, j - номер участка ступенчатого вала, Мi - крутящий момент на i- тому валу, принимаем из табл. 1.2. Согласно рекомендаций [4], с.53, принимаем пониженные допускаемые напряжения кручения, для валов редукторов общего назначения, [ф к ] = 25 МПа.
5.1 Определение диаметров входного вала редуктора
Согласно [7], с. 6 полученный диаметр округляем до ближнего большего значения из стандартного ряда Ra 40 ГОСТ6636-69.
Диаметры других участков вала выбираем из стандартного ряда Ra 40 ГОСТ6636-69.
Принимаем d 22 =60 мм d 23 = 60 мм d 24 = 65 мм. .2. Определение диаметров промежуточного вала редуктора
Схема промежуточного вала редуктора
6. Определение конструктивных размеров зубчатых колес
6.1 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи I ступени
Устанавливаем способ изготовления шестерни и вала - вместе или отдельно. Согласно рекомендаций [1], если - отдельно, - вместе, где d fш - диаметр впадин шестерни ( d fш = 200,7 мм, см. разд.3.3.3.11), d вш - диаметр участка вала под шестерню ( d вш = 60 мм, см. разд. 5.2)
6.2 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи II ступени
Устанавливаем способ изготовления шестерни и вала - вместе или отдельно. Согласно рекомендаций [1], если - отдельно, - вместе где d fш - диаметр впадин шестерни,, d fш =150 мм, d вш - диаметр участка вала под шестерню d вш = d 24 =75 мм.
6.3 Определяем размеры цилиндрического колеса (рис.6.1.)
Согласно [7], с.6 полученный диаметр округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда Ra 40 ГОСТ6636-69.
Диаметры других участков вала выбираем из стандартного ряда Ra 40 ГОСТ6636-69.
Принимаем d 32 = 75 мм; d 33 = 80 мм.
6.4 Определение диаметров выходного вала
Согласно [7], с.6 полученный диаметр округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда Ra 40 ГОСТ6636-69.
Диаметры других участков вала выбираем из стандартного ряда Ra 40 ГОСТ6636-69.
Принимаем d 42 = 115 мм ; d 43 = 120 мм ; d 44 = 130 мм. d 45 = 140 мм.
Общая ширина зубчатого венца в= 220 мм.
Диаметр ступицы d с = 1,6 d в = 1,6 · 130 = 208 мм
Длина ступицы l с = (1,2…1,5) d в = 1,5 · 130 = 195 мм. Принимаем 220 мм
Толщина обода д 0 = (2,5…4) m n 4 · 8 = 32 мм
Толщина диска с = (0,2…0,4) b = 0,4·220 = 88 мм Принимаем 90 мм.
Диаметр отверстий в диске d отв = 0,25[ d об -( d в + 2 д ст )],
где , d об = d f ш - 2 д 0 = 660 - 2 · 39 = 582 мм.
d отв = 0,25[582 -(130 + 2 · 39)] = 93,5 мм, принимаем d отв = 95 мм.
d 0 = 0,5( d в 2 д с + d об ) = 0,5 · (130 +2 · 38 + 582) = 395 мм.
7. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора
7.1 Определение конструктивных размеров корпуса и крышки редуктор а, согласно табл. 4.2, 4.3, [1]
д = 0,025a w + 3 = 0,025 · 425 + 3 = 13,6 ? 14 мм,
где a w - межосевое расстояние зубчатых передач редуктора.
д 1 = 0,02а w + 3 = 0,02 · 425 + 3 = 11,5 ? 12 мм.
S = (1,5…1,75) · д =(1,5…1,75) • 14 = 21…24,5 = 24 мм.
S 2 = 2,35 д = 2,35 • 14 = 32,9 ? 33 мм.
S 1 = (1,5…1,75) · д 1 =(1,5…1,75) · 12 = 18…21 = 20 мм.
d 1 = 0,072a w + 12 = 0,072 · 425 + 12 = 37,9 ? 39 мм,
Диаметр болтов, стягивающих корпус и крышку возле бобышек:
d 2 = (0,7…0,75) · d 1 =(0,7…0,75) • 39 = 27,3…29,25 = 27 мм.
Диаметр болтов, стягивающих фланцы корпуса и крышки редуктора:
d 3 = (0,5…0,6) · d 1 =(0,5…0,6) • 24 = 12…14,4 = 14 мм.
Ширина опорной поверхности нижнего фланца корпуса:
m = k + 1,5 д = 60 + 1,5 • 14 = 81 мм.
с 1 = (0,8…1) · д = (0,8…1) ·• 14 = 10,4…14 = 12 мм.
7.2 Ра змеры необходимые для черчения
Минимальный зазор между колесом и корпусом:
Расстояние от внутренней стенки до торца вращающейся детали:
е 1 = (1,0…1,2) • д = (1,0…1,2) • 14 = 14…16,8 = 12 мм.
Расстояние от внутренней стенки до радиального торца вращающейся детали:
е 2 = (0,5…1,0) • д = (0,5…1,0) • 14 = 7,0…14 = 10 мм.
Расстояние от окружности выступов наибольшего колеса до дна редуктора: b 0 = (0,5…10) m = (5…10) • 8 = 50…80 мм.
Размеры отверстий под подшипники редуктора принимаем в зависимости от размеров подшипника, согласно рекомендаций с. 141, [1].
Оставшиеся необходимые геометрические размеры корпуса и крышки принимаем конструктивно на основе рекомендаций с. 140-8. Эскизная компоновка редуктора
8. Выбор шпонок и их проверочный расчет
Выполняем проверочный расчет шпонки на смятие. Результаты расчетов сводим в таблицу 8.2.
Результаты проверочных расчетов шпонок на смятие
2- шпонка под ведомый шкив клиноременной передачи
2- шпонка под шестерню цилиндрической передачи I ступени
3 - шпонка под колесо цилиндрической передачи I ступени
3 - шпонка под шестерню цилиндрической передачи II ступени
4 - шпонка под колесо цилиндрической передачи II ступени
Для передачи крутящего момента зубчатые колеса, шкивы, муфты соединяются с валами при помощи призматических шпонок.
Геометрические размеры поперечных сечений (b, h) призматических шпонок выбираем в зависимости от диаметров валов. Длины шпонок принимаем на 5…10 мм меньше длин ступиц в ряду стандартных значений, приведенных в табл.5.19, [1].
В качестве материала шпонок используем - Сталь 45, нормализованную [у зм ] = 140 МПа и [ф зр ] = 100 МПа, с. 191, [1].
Размеры сечений шпонок и пазов по ГОСТ 10748-79 выбираем из табл. 5.19, [1] и сводим в таблицу 8.1
Параметры и размеры шпоночных соединений
2- шпонка под ведомый шкив клиноременной передачи
2- шпонка под шестерню цилиндрической передачи I ступени
3 - шпонка под колесо цилиндрической передачи I ступени
3 - шпонка под шестерню цилиндрической передачи II ступени
4 - шпонка под колесо цилиндрической передачи II ступени
При эскизном проектировании размещаем детали передач (шестерни и зубчатые колеса), валы, подшипники, складываем эскизную компоновку цилиндрического редуктора.
По определенном размерам зубчатых передач, валов, корпуса и крышки(см. разд. 3, 4, 5, 6,) строим на миллиметровой бумаге формата А1 эскиз коническо - цилиндрического редуктора, в масштабе 1:4. При оформлении эскиза редуктора вычерчиваем конструкцию колес и его корпуса. Подшипники и болтовые соединения вычерчиваем упрощенно.
Подшипники качения выбираются из [3], ориентируясь на диаметры валов и характер нагрузки в передачах. В нашем случае выбираем подшипники №7312, №7314, №7224. В зависимости от их номера, который вмещает сведения о типе и серии подшипника выписываем габаритные размеры, которые используем в эскизной компоновке.
Размеры крышек под подшипники редуктора принимаем в зависимости от размеров подшипников, согласно рекомендаций с. 14.1, [1].
Другие необходимые геометрические размеры принимаем конструктивно, на основе рекомендаций с. 140-143, [1].
Для расчетов промежуточного вала из компоновочного чертежа прямым измерением определяем расстояние между точками приложения сил: l 1 = 108 мм, l 2 = 184 мм и l 3 = 156 мм .
После согласования параметров редуктора, проверочных расчетов валов и подшипников качения, чертим общий вид 143, [1].проверочный расчет шпонок на срез. Результаты вносим в таблицу 8.3.
Результаты проверочного расчета шпонок на срез
2- шпонка под ведомый шкив клиноременной передачи
2- шпонка под шестерню цилиндрической передачи I ступени
3 - шпонка под колесо цилиндрической передачи I ступени
3 - шпонка под шестерню цилиндрической передачи II ступени
4 - шпонка под колесо цилиндрической передачи II ступени
Условия прочности на деформации смятия и срез выполняются.
Порядок построения сил выполняем в следующей последовательности:
- вычерчиваем кинематическую схему привода;
- обозначаем опоры валов латинскими буквами А, В, С, D, E, F, обозначаем точки приложения сил К 1 , К 2 , К 3 , К 4 , приводим пространственную систему координат X, Y, Z к которой осуществляется привязка действующих сил;
- выполняем построения схемы сил в точках их приложения, способность и долговечность
9. Расчёт промежуточного вала редуктора на статическую способность и долговечность
9 .1 Рас чет вала на несущую способность
Силы, действующие на вал во время работы редуктора:
- силы, действующие на цилиндрическую шестерню II ступени: окружная сила F t ш = 20470 Н, Радиальная сила F r ш =7928 Н; Осевая сила F a ш =7450 Н.
- силы, действующие на цилиндрическое колесо I ступени F tk = 8651 Н; радиальная сила F rk = 3349 Н; осевая сила F ак = 3139 Н.
Вычерчиваем расчетную схему вала (рис.9.1) и определяем размеры между опорами и точками приложения сил (расстояние определяем по первой эскизной компоновке редуктора измерением, допустив, что силы приложенные по середине колеса и шестерни): l 1 = 108 мм, l 2 = 184 мм , l 3 = 156 мм.
Находим реакции в опорах от сил в вертикальной и горизонтальной плоскости:
R DX = R CX - F r ш + F rk = 7262 - 7928 + 3349 = 2683 Н
У М F ( D ) = - F t ш •( l 1 + l 2 )+ F tk • l 1 + R c z ( l 1 + l 2 + l 3 ) = 0
Мощность привода цепного конвейера. Частота вращения приводного вала. Угловая скорость червячного вала редуктора. Межосевое расстояние передачи. Расчёт предохранительного устройства. Выбор материалов и допускаемых напряжений. Предварительный расчёт валов. контрольная работа [393,9 K], добавлен 05.05.2014
Условия эксплуатации машинного агрегата. Выбор двигателя, кинематический и силовой расчет привода. Выбор материала и термообработки закрытой передачи. Расчет зубчатой передачи редуктора и нагрузки валов редуктора. Определение реакций в подшипниках. курсовая работа [949,5 K], добавлен 16.04.2012
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
Кинематический и энергетический расчет привода цепного конвейера. Расчет редуктора. Проектный расчет валов, расчет на усталостную и статическую прочность. Выбор подшипников качения. Расчет открытой зубчатой передачи. Шпоночные соединения. Выбор муфт. курсовая работа [146,3 K], добавлен 01.09.2010
Расчёты конического одноступенчатого горизонтального редуктора и открытой клиноременной передачи. Подбор необходимого матери
Проект привода цепного конвейера курсовая работа. Производство и технологии.
Реферат: Психологические аспекты влияния СМИ
Контрольная работа по теме Стихийные явления и бедствия
Сочинение По Картине Село
Сочинение По Картине Храм Покрова
Реферат На Тему Солнечной Системы
Реферат: Night Riders Essay Research Paper The story
Всеобъемлющая шпаргалка по инфекции
Курсовая работа по теме Южные славяне в 17-19 вв.
Курсовая работа по теме Автоматизированное рабочее место преподавателя. Учёт посещаемости и успеваемости студентов
Сочинение Рассуждение По Произведению На Дне
Контрольная Работа По Итогам Года
Курсовая работа по теме Разработка автоматизированных информационных систем для учета расчетов по глушению нефтяных скважин
Заявление На Участие В Итоговом Сочинении
Реферат по теме Фоторезисторы
Физическая Культура В Эпоху Феодализма Реферат
Реферат: Описание характера огнестрельного повреждения на месте происшествия. Скачать бесплатно и без регистрации
Курсовая работа: Развитие математических представлений у старших дошкольников посредством информационных технологий
Рефераты: Маркетинг.
Контрольная работа по теме Умови перевезення у Швеції
Корпоративные Системы Реферат
Принцип свободы договора - Государство и право дипломная работа
Международные стандарты статистики внешнеэкономических связей - Международные отношения и мировая экономика презентация
Восточно-Сихоте-Алинский вулканический пояс - География и экономическая география курсовая работа