Разработка привода шнекового холодильника - Производство и технологии курсовая работа

Главная

Производство и технологии
Разработка привода шнекового холодильника

Выбор электродвигателя и кинематический расчет ременной передачи. Выбор материала и назначение термической обработки зубчатого венца червячного колеса и червяка привода шнекового холодильника. Конструктивные размеры зубчатой передачи. Сборка редуктора.


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.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Тип редуктора- червячный одноступенчатый ;
Частота вращения выходного вала привода- 250 мин-1;
Крутящий момент на выходном валу привода - 310 Н•м ;
Рисунок 1 - Кинематическая схема привода
Технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.
Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, т.к основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяет уровень развития машиностроения.
Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрение новых машин, повышение их надежности и долговечности - основные задачи конструкторов-машиностроителей.
Целью данной работы является проектирование привода в соответствии с предложенной кинематической схемой.
Наиболее существенную часть задания составляет расчет и проектирование одноступенчатого редуктора с червячной передачей.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Назначение редуктора - понижение скорости и соответственно повышение вращающего момента
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Требуемая мощность электродвигателя из формулы 1.9 [4,с.25]
где Pэл.дв - требуемая мощность электродвигателя, кВт;
Pв - мощность на выходном валу, кВт;
зобщ - общее КПД привода из формулы 1.2 [4,с.23]
где з1 - КПД клиноременной передачи - 0,95
3- КПД червяка( предварительно принимаем передаточное число червячной передачи uред=8,0, z1=4)
принимаем значение з по таблице 1.1 [4,с.23]
Мощность на выходном валу привода по формуле 1.13[4,c.215]
где Тв-крутящий момент на выходном валу, Н
nв- частота вращения выходного вала привода,мин-1;
Общее передаточное число привода из формулы 1.1[4,с.22]:
где Uобщ - общее передаточное число;
nдв - частота вращения вала двигателя,мин-1.
Частота вращения вала двигателя из формулы (1.4):
Определим минимальное передаточное число по формуле 1.2[4,c.22]:
где Uрем min - передаточное число ременной передачи, Uрем min=2,[3];
Uред min - передаточное число червячной передачи, Uред min =8,[3].
Частота вращения вала электродвигателя составит
Принимаем электродвигатель трехфазный асинхронный серии 4А132М2
Pэл.дв =11,0квт, с частотой вращения n=2900,0 мин -1 , диаметром выходного конца вала d=38,0мм.
Определим фактическое передаточное число привода по формуле (1.4):
Предварительно приняли передаточное число червячного редуктора uред=8
передаточное число ременной передачи из формулы (1.6):
Определяем частоту вращения и угловую скорость валов привода
-на валу электродвигателя и быстроходном валу ременной передачи:
щб.р =рn/30 из формулы 1.12[4,с.25] (1.8)
-на тихоходном валу ременной передачи, быстроходном валу редуктора:
nб = nбр /Uр = 2900/1,45 =2000,0мин-1
nт = nб /Uред = 2000,0/8,0 = 250,0мин-1
Определяем момент вращения на валах привода
На ведомом валу редуктора по формуле 1.6 [4,с.24]
где Tт - вращающий момент на ведомом валу,Н•м.
Тб = Тт / Uред * под. * черл. (1.10)
Тб = 309,7/8,0•0,99•0,90 = 43,5Н•м
Тэл.д= 43,5 /1,45• 0,99•0,95= 31,8Н. м
Таблица 1 Данные кинематического расчета
Вал электродвигателя, ведущий вал ременной передачи
По заданию из кинематической схемы имеем клиноременную передачу.
Данные для расчета клиноременной передачи взяты из таблицы 1.1. Т1рем=31,8Нм, n1=2900,0 мин-1, Uрем = 1,45,щ1=303,5c-1, щ2=209,3с-1
Диаметр меньшего шкива по формуле 6.2 [4,с.201]
Из стандартного ряда, приведенного в таблице 6.2 [4,c.202] , принимаем d1=112,0мм
Диаметр большего шкива по формуле 6.3[4,c.202]
где е - коэффициент скольжения, е=0,01…0,02.
Для передачи с регулируемым натяжением принимаем е=0,01
По стандартному ряду принимаем d2=160,0мм
Определим скорость ремня по формуле 6.4[4,c.202]:
Ориентировочно назначаем межосевое расстояние по формуле [4,c.212]:
где amin, amax-минимальное и максимальное межосевое расстояние,мм;
h-высота сечения ремня, по таблице 6.7[4,c.212] h=8,0мм.
По таблице 6.12[4,c.215] принимаем клиновой ремень нормального сечения А.
amin =0,55(112,0+160,0)+8,0=157,6мм
Длина ремня по формуле 6.6 [4,c.202]:
Округлим до стандартного значения L= 1400,0мм
Уточним межосевое расстояние по формуле 6.7 [4,c.202]:
Угол обхвата меньшего шкива по формуле 6.9 [4,c.203]:
б=1800-57(160,0-112,0)/485,9=174021'
По таблице 6.9 [4,c.213] находим мощность, передаваемую клиновым ремнем, Ро = 2,78
Число клиновых ремней по формуле 6.15 [4,c.210] :
где Рдоп- допускаемая мощность на один клиновой ремень определим по фор- муле 6.16 [4,c.210],кВт ;
где Сб- коэффициент угла обхвата по таблице 6.13 [4,c.215], Сб=0,99;
Ср-коэффициент режима работы по таблице6.5 [4,c.206], Ср=1,0;
СL- коэффициент, учитывающий влияние длины ремня по таблице 6.14
СZ - коэффициент учитывает число ремней в передаче, для клиновых ремней СZ=0,90
Р доп = 2,78?0,99?1,0?0,92?0,90 = 2,28 кВт
Силу предварительного натяжения клинового ремня определим по фор- муле 6.17 [4,c.215]:
где q-масса 1 м длины ремня по таблице 6.7 [4,c.211], q=0,105 кг/м.
Fo=(780?9,7?0,92/17,0?0,99?1,0?4,0)+0,105?17,02=134,6Н
Fr=2?134,6?4?sіn(174о21'/2) = 1054,6H
Наружный диаметр шкивов клиноременной передачи определим по формуле [4,с.216]:
где dp-расчетный диаметр шкива, мм;
b- глубина канавки расчетного шкива, мм.
Ширину обода при количестве ремней z=4 принимаемся по таблице 6.15 (4,с.218),В=65,0м.
Длина ступицы принимаем для ведущего шкива lст1=40,0мм,ведомого шкива lст2=40,0мм
3.1 Выбор материала и назначение термической обработки зубчатого вен-ца червячного колеса и червяка
По кинематической схеме имеем червяк с горизонтальной осью, сцепляю-щийся с колесом, имеющим вертикальную ось.
Ориентировочно определим скорость скольжения по формуле 5.1[4,c.188]:
Для изготовления зубчатого венца червячного колеса при V>5м/с, реко-мендуется использовать оловянно-фосфористую бронзу БР010Ф1, способ отливки - в металлической форме таблица 5.1[4].
Для изготовления червяка принимаем сталь 45 с закалкой до твердости не менее 50НRCэ, и последующей шлифовкой.
Циклическая долговечность передачи определяется по формуле 5.2[4]
где n2- частота вращения колеса,мин-1;
Так как получили значение Nн=27,5•107, то в уравнение (3.4) подставляем Nн=25•107, согласно рекомендации[4,c.189].
3.2 Определение допускаемого напряжения
Допускаемое напряжение для зубьев колеса определим по формуле 5.3[4]:
где уНlim- предел контактной выносливости поверхности зубьев, по таблице 5.1[4], уНlim=230Мпа;
Предварительно принимаем значением коэффициента расчетной нагрузки для передачи с переменной нагрузкой Кн=1,3
Межосевое расстояние по формуле 5.5[4]
Принимаем стандартное межосевого расстояния червячной передачи аw=160,0мм
Принимаем число витков червяка z1=4, тогда число зубьев колеса формуле 5.6[3]:
Фактическое передаточное число червячной передачи по формуле 1.1[4,c.22]:
это значение соответствует стандартным.
Осевой модуль зацепления m вычислим по формуле 5.7[4,с.192]:
округлим его до стандартного значения, по таблице 5.5 m=8
Коэффициент диаметра червяка q вычислим по формуле 5.8 [4,с.192]
что соответствует стандартному значению, таблица5.6[4, с.192] q=8,0мм.
Уточним межосевое расстояние по формуле 5.9[4, с.192]
полученное значение соответствует стандартному.
Делительный диаметр червяка и червячного колеса d вычислим по фор-муле 5.11;5.12;[4, с.192]:
Диаметр вершин витков червяка da вычислим по формуле 5.25[4,с.192]:
Диаметр впадин витков червяка df вычислим по формуле 5.26[4,с.192]:
Диаметр вершин зубьев червячного колеса da вычислим по формуле 5.27[4, с.197]:
Диаметр впадин зубьев червячного колеса d f вычислим по формуле 5.28[4,с.197]:
Наибольший диаметр нарезаемого колеса dOM вычислим по формуле 5.29[4,c.197]:
Ширина венца нарезаемого колеса b2 вычисляется по формуле 5.30[4,с.197]:
Длина нарезаемой части червяка b1 вычисляется по формуле 5.31[4]:
увеличим b1 на 56,6мм по технологическим условиям,b1=160,0мм.
г- делительный угол подьема линии витка червяка,г=26034'
Определим действительную скорость скольжения в зацеплении по формуле 5.13[4,193]:
Vск=v1/cosг=щ1d1/2000 cos г (3.20)
где г- делительный угол подьема линии витка червяка,г=26034'.
Делительный угол подьема линии витка червяка принимаем по табличе 5.7[4,с.193].
Vск=209,3•64,0/2000 •0,8962 = 7,4м/с
Принимаем степень точности передачи 7-ю
По полученному значению Vск=7,4м/с и степени точности по таблице 5.8 [4,с.194] принимаем коэффициент Кнv динамической нагрузки, Кнv=1,1.
Коэффициент концентрации нагрузки определим по формуле 5.14[4,194]:
где Кнв- коэффициент концентрации нагрузки;
Kf- коэффициент деформации червяка, по таблице 5.9[4],Kf=47;
Kр- коэффициент режима, по таблице 5.10 Kр=1,0;
Значение коэффициента расчетной нагрузки определим по формуле 5.15[4,с.195]
где Кн- коэффициент расчетной нагрузки.
Проверим передачу на контактную прочность по формуле 5.16[4,195]:
где dW1-начальный диаметр червяка по формуле [4,с.195],мм:
х- коэффициент смещения червяка, в данном расчете х=0.
?Н=[(154,1 - 136,8)/154,1]•100% = 11,2%<15% что допускается
Фактический КПД передачи определим по формуле 5.17[4,с.195]:
где с-приведенный угол трения определим по таблице5.11[4,с.195],с=1026'.
Уточним значение вращающего момента на червяке по формуле 5.18[4,с.195]
Силы, действующие в зацеплении определим по формуле 5.19[4,195]:
Ft2 = Fа1=2•309,4•1000/256,0 = 2417,2Н
Fa2 = Ft1=2 •42,5 •1000/ 64,0 = 1328,1Н
Проверка зубьев колеса на выносливость при изгибе по формуле 5.20[4,196]:
где Flim- предел выносливости зубьев колеса при изгибе по таблице5.1 [4,с.189],
YN-коэффициент долговечности по формуле 5.22[4,с.196]:
Условие 0,54?Yn?1 для колес, изготовленных из бронзы выполнено
Эквивалентное число зубьев колеса Zv2 определим по формуле 5.23[4,с.197]:
при Zv2=44,5 по таблице 5.13 YF2=1,48
Действительное напряжение при изгибе определим по формуле 5.24[4]:
Условие прочности выдержано 0,75МПа ? 37,9МПа
Тихоходный редуктора соединен с валом шнека муфтой.
Определим вращающий момент [T] муфты из формулы 9.1[5,с.342]:
где T - номинальный длительно, действующий вращающий момент,Н•м;
K - коэффициент динамической нагрузки привода,K = 1,25-1,5.
Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую Т=500,0Н•м,
Принимаем диаметр посадочного отверстия муфты по ГОСТ Р 50894-96 d=40,0мм.
Определим консольную силу Fk,Н, действующую в середине посадочной поверхности конца вала по формуле 9.3 [5,с. 345]:
Диаметр выступающего конца быстроходного вала из формулы [2,с.45]
где d - диаметр выходного конца вала,мм.
Диаметр вала под подшипник по формуле [2,с.45];
где dп - диаметр вала под подшипник,мм;
t - прибавка к диаметру по таблице [2,c.45], t= 2,0мм.
В червячных редукторах наружный диаметр подшипников должен быть равным или больше диаметра вершины витков червяка, поэтому выбираем роликовые конические однорядные подшипники №7307 с d=35,0мм, D=80мм.
Буртик для упора подшипника, по таблице [2,c.45]:
где dБП - буртик, для упора подшипника, мм;
r - прибавка к диаметру по таблице [2,c.45], r = 2,0мм.
Рисунок 2- Схема быстроходного вала
Откорректируем диаметр выходного конца вала по формуле (5.2):
Диаметр выступающего конца тихоходного вала из формулы [2,с.45]:
6. Конструктивные размеры зубчатой передачи
Червяк делаем за одно целое с валом, его размеры в расчете, определены ранее.
6.2 Конструктивные размеры зубчатого колеса
dст = ( 1,6 1,8 )55,0=(88,0 99,0) принимаем dст=90,0мм
lст = ( 0.8 1,6 ) 55,0=(44,0 88,0) принимаем lст.=75,00мм
= ( 2 2,5 ) 8 =(16,020,0) принимаем =18,0мм
C = ( 0,2 0,35 ) 60=(12,021,0) принимаем С=15,0мм
7. Конструктивные размеры корпуса редуктора (Расчет ведем по методике 3)
Материал корпуса редуктора серый чугун СЧ - 18.
Принимаем толщину корпуса редуктора:
= 0,04 160,0 + 2 = 8,4мм принимаем =8,5 мм.
1 - толщина стенок корпуса и крышки,мм.
1 = 0,032 160,0+2,0=7,1мм, принимаем 1 = 8,0 мм.
B - толщина верхнего пояса ( фланца ) корпуса,мм.
P - толщина нижнего пояса корпуса,при наличии бобышек,мм.
Р= ( 2,25 2,75 ) 8,5 = (19,1 ? 23,4) мм, принимаем Р=20,0мм.
m - толщина рёбер основного корпуса,мм.
m = ( 0,85 1 ) 8,5 = (7,2 ? 8,5) мм, принимаем m= 8,0мм.
m1 = (6,8 8.0) мм, принимаем m1 = 7,5 мм.
d - диаметр фундаментных болтов ( их число 4),мм.
d= (4,8 5,76) + 12 = (16,8 ? 17,76) мм, принимаем d = 18,0 мм.
d1 - диаметр болтов у подшипника,мм.
d1= ( 0,7 0,75 ) 18 =(12,6?13,5)мм, принимаем d1 = 14,0мм.
d2 - диаметр болтов, соединяющих основания корпуса с крышкой,мм.
d2= ( 0,5 0,6 ) 18,0 = 6,0 10,8 мм, принимаем d2 = 10 мм.
Диаметр центровочных штифтов dш= d1=14,0
8. Расстояние между деталями передачи
Зазор между вращающимися колёсами и стенкой корпуса по формуле[2,c.47]:
Расстояние, от дна редуктора до зубчатого колеса b,мм, по формуле[2,c.47]:
9. Проверочный расчет валов редуктора
Построим эпюры напряжения вала, рассмотрим силы, действующие в двух плоскостях.
Из предыдущего расчета имеет величину сил, действующих на быстро-ходный вал. Определим опорные реакции с учетом Fr.
Fr=1054,6мм (сила от клиноременной передачи)
Предварительно принимаем для опор вала роликовые конические под-шипники 7307.
Смещение точки приложения радиальной реакции относительно торца подшипника по формуле 7.23[4,c.483]
где значения Т=22,75мм, d=35,0мм, D=80,0мм, e=0,32- взяты из таблица П.10[4,c.544];
а1=22,75/2+[(35,0+80,0)/6]0,32=17,5мм
Из эскизной компоновки определим расстояние между точками при-ложения активных и реактивных сил.
l1=l2=124,0мм; l3=73,0мм Lоб= l1+l2; Lоб=124,0+124,0=248,0мм
Опорные реакции в вертикальной плоскости:
?Tz = 0 -RyA lобщ + Ft1•l2 - Fr(l3+lобщ ) = 0 (9.2)
-RyВ lобщ + Ft1•l1 + Fr•l3= 0 (9.4)
Наибольший изгибающий момент в вертикальной плоскости в сечении А-А,1-1:
Опорные реакции в горизонтальной плоскости:
?Ty = 0 -RzA• lобщ +Fr1•l2+F01=0 (9.9)
-RzA + Fr1 -RzA = 0 -644,7 +880,0 - 235,3 = 0
Наибольший изгибающий момент в горизонтальной плоскости в сечении А,1-1:
Суммарные радиальные реакции подшипников для опор:
Эпюра нагружения быстроходного вала
Рисунок 4- Схема для расчета быстроходного вала
Построим эпюры напряжения вала, рассмотрим силы, действующие в двух плоскостях.
Из предыдущего расчета имеет величину сил, действующих на тихоход-ный вал. Определим опорные реакции с учетом Fk.
Принимаем для опор вала роликовый конический однорядные подшипник средней серии 7903
Смещение точки приложения радиальной реакции относительно торца
при значениях: Т=27,25мм, d=45,0мм, D=100,0мм, e=0,28- взяты из таблица П.10
а1=27,25/2+[(45,0+100,0)/6]0,28 = 20,4мм
Расстояние между точками приложения активных и реактивных сил
l1=l2=55,0мм. L3=100мм. Lоб=110,0мм
Зубчатое колесо расположено на валу симметрично относительно опор подшипника.
Находим опорные реакции вала от нагрузки в зацеплении. В вертикальной плоскости в силу симметрии имеем :
RуA- Ft2+Rув=0 1208,6-2417,2+1208,6=0
Изгибающий момент в вертикальной плоскости:
Мz 1-1 = RyА l1 /1000= 1208,6 55,0 /1000 =66,5Нм
Ту = 0 RzA lобщ -Fr2 l1- Fа2d2/2 = 0
RzA =(880,0 55 +1324,855,0/2 )/ 110,0= 771,2 Н
RzВ lобщ - Fr1 l1+ Fа2d2/2 = 0Rzв = (Fr2 l1 - Fа2d2/2 )/ lобщ
Rzв = (880,055 - 1321,855,0/2 )/ 110,0 =108,2Н
Проверка ?Y= RzA- Fr1+ Rzв 771,2-880,0+108,8=0
Изгибающий момент в вертикальной плоскости:
Му.лев 1-1 = RzА l1 /1000= 771,2 55,0 /1000 = 42,4Нм
Му.пр 1-1 = RzВ l1 /1000=108,8 55,0 /1000 = 5,98Нм
Суммарная радиальная реакция подшипников для
Опорные реакции от опорной нагрузки, вызываемые муфтой:
ТмВ = 0 Rма•lобщ -Fм •( l3+ lобщ) = 0 (9.17)
Rма= 155,6 •( 100,0+110,0 )/ 110,0 = 297,1Н
ТмВ = 0 RмВ•lобщ -Fм •l3 = 0 (9.19)
-Fм+ RмA - Rмв = 0 -155,6+297,1 -141,5=0
Изгибающий момент от действия муфты:
М а-а = - FM l3 /1000= -155,6 100,0 /1000 = -15,6Нм
М 1-1 = - RzВ l2 /1000= -141,5 55,0 /1000 = -7,8Нм
Суммарные опорные реакции ведущего вала от нагрузки в зацеплении и муфты.
Наибольший эквивалентный момент возникающий в сечении 1-1:
Наибольшее допустимое напряжение вала [из ],Мпа, при несимметричной нагрузке:
[ ] = 750 МПа, принимаем S = 3,0 [из ]1 = 750 / 3,0 =250 МПа
[уиз ]1 / [ уиз ] = 3,8/1 [из ] = 250/3,8 =65,8 МПа
Выбранный диаметр вала больше расчетного 36,7мм < 55,0мм.
Рисунок 5- Схема для расчета тихоходного вала
Тепловой расчет редуктора производим по формуле 5.32 [4,с.495]. Определим площадь поверхности охлаждения по таблице 5.15[4,c.198].
Определяем мощность на червяке по формуле (1.1)
Коэффициент теплоотдачи для чугунного корпуса при естественном охлаж-дении принимаем Кt=8……17Вт/(м2•0С)
tм=20+(1-0,91)9098,9/(17,0•0,54)=109,20С
Принимаем для охлаждения редуктора авиационное масло, у которого допускаемое значение tм.доп. =100..1200С
Для закрепления на валах деталей, передающих момент вращения, с детали на вал и наоборот используем соединения шпоночные.
Шпонка призматическая со скругленными торцами.
Материал шпонки- сталь 45 нормализованная.
В зависимости от диаметра вала выбирают поперечное сечение шпонки.
Длина шпонки обычно на 5….10 мм короче ширины ступицы.
Выбранную шпонку проверяем на смятие по формуле 7.2[4,c.252]:
d - диаметр вала в месте установки шпонки,мм;
Рисунок 6- Эскиз шпоночного соединения
Расчет шпонки на тихоходном валу :
d=55,0мм b =16,0мм h=10,0мм t1=5,5мм
Условие прочности для тихоходного вала выполнено.
Расчет шпонки на быстроходном валу для шкива ременной передачи:
d=30,0мм b =10,0мм h=8,0мм t1=5,0мм
Условие прочности для шкива выполнено.
Расчет шпонки на тихоходном валу для муфты:
Принимаем для крепления муфты шпонку с прямыми торцами.
d=40,0мм b =12,0мм h=8,0мм t1=5,0мм
Условие прочности для вала выполнено:
Таблица3- Расчетные данные шпоночных соединений
Шкив ременной передачи на быстроходном валу
12. Назначение смазочных материалов для элементов привода
Для червячных редукторов с окружной скоростью v ?10м/с, используется картерный метод смазки.
Уровень масла в картер редуктора определим по формуле [4,c.332]
Объём масляных ванн принимают таким, чтобы обеспечить отвод выделяющихся в зацеплении теплоты к стенкам корпуса согласно формуле [4,с.333]
= (0,61,0)• 11,0 = (6,6 -11,0)литра
Определим вязкость масла и марку по таблице 8.2 [ 2,с. 173 ]
Выбираем масло вязкостью 20•10-6 м2/с
Марка масла для смазки зубчатой передачи Авиационное МС-20.
Для защиты подшипников от излишнего попадания масло предус-матриваем установку маслоотбойных шайб.
Для удобства обслуживания, смазка подшипников ведущего вала будет осу-ществляться масляным туманом.
Смазку подшипников ведомого вала будем осуществлять пластичной смаз-кой.
13. Проверка долговечности подшипников
13.1 Проверка ранее назначенных подшипников быстроходного вала
Для быстроходного вала приняли подшипники 7307.
Исходные данные: Ra=979,8H; Rв=859,5H; Fа1=2417,2H; Сr=54,0кН e=0,32 ; Y=1,88
При установке подшипников враспор осевые составляющие по формуле 7.21 [4]:
Поскольку сумма всех сил, действующих на опору А, положительная[4]:
Расчетная осевая сила для опоры А[4]:
Расчетная осевая сила для опоры В[4]:
FaА- Fa1- FaВ= 325,5-2417,2 -286,3=- 2393,5Н (13.5)
Расчет ведем для наиболее нагруженного подшипника,А:
Т.к. FaА'/ FrА=2703,5/1225,6=2,20>e=0,32 (13.6)
Эквивалентная динамическая нагрузка по формуле 7.14[4]:
где Х, У- коэффициенты приведения реакции в опорах к эквивалентной нагрузке; - коэффициент кольца при вращении внутреннего кольца, = 1;
R0 - осевая сила,Н; - коэффициент безопасности [4,c. 270],K = 1,1-1,2;
К - коэффициент учитывающий влияние температуры [5.C. 271],K = 1.
RE =(0,4?1?1225,6+1,88?2703,5) )•1,1•1= (490,2+ 5082,6)=6130,1Н
Базовый ресурс подшипника по формуле 7.17[4]:
где m - показатель степени для роликовых подшипников m = 10/3
Базовый ресурс подшипника 7307 меньше требуемого, следовательно выбранный подшипник не подходит 11679,5ч < 19000ч.
Подберем подшипник по динамической грузоподъемности .
Динамическую грузоподъёмность определяется по формуле[2,с.85]:
Принимаем подшипник 7407, определим его ресурс.
Базовый ресурс подшипника 7607 больше требуемого, следовательно, подшипник выбран правильно 36446,9ч > 19000ч
13.2 Проверка ранее назначенных подшипников тихоходного вала
Для тихоходного вала приняли подшипник7309.
Исходные данные Fra=1730,8H; Frв=1354,9H, Fа1=1328,1H; Сr=83,0кН e=0,28 ; Y=2,16
Определим осевую составляющую при установке подшипников враспор:
Поскольку сумма всех сил, действующих на опору А, положительная:
FaА- Fa1- FaВ= 402,2-1328,9-314,9=-1241,6H<0
Расчет ведем для наиболее нагруженного подшипника:
Т.к. FaА'/ FrА=1643,8/1730,8= 0,95>e=0,28
Эквивалентная динамическая нагрузка:
RE =(0,4?1?1730,8 + 2,16?1643,8) )•1,1•1=4667,2H
Базовый ресурс подшипника 7309 намного больше требуемого,
Подберем подшипник по динамической грузоподъемности:
Стр. = 4667,2 • 10/3 =25446,0Н=25,4кН
Принимаем подшипник шариковый радиальный однорядный 209, имеющий Сr=33,2кН
По требуемой грузоподъемности принятый подшипник 209 проходит
14. Проверочный расчет валов редуктора
14.1 Расчет на прочность ведущего вала
Ведущий вал- червяк редуктора нет необходимости проверять на прочность, так как минимальный диаметр d, определенный из условия прочности при кручении, был увеличен от 25,0мм до 30,0мм по соображениям конструирования. На этот вал действует сравнительно небольшая консольная нагрузка.
Приведенный момент инерции сечения червяка по формуле 8.8[3,c.313]:
где Jпр- приведенный момент инерции ,мм4;
Прогиб в среднем сечении червяка по формуле 8.7[3,c.313]
где lобщ- расстояние между опорами червяка,мм;
Е - модуль упругости для стали, Е=2,1• 105 МПа;
Жесткость червяка обеспечена, так как f<[f], 0,0082мм<(0,040….0,08)мм.
14.2 Расчет ведомого вала на сопротивление усталости
Проверочный расчёт ведомого (тихоходного) вала, в качестве опасного сечения рассмотрим сечение 1-1.
Принимаем материал тихоходного вала сталь 45 по таблице 7.1[4,с.242]:
НВ = 180,0 , b =600 МПа, т = 320 МПа, =280 МПа, -1 = 250 МПа,
Определим КD, КD - коэффициенты снижения предела выносливости из формулы 8.4[4,с.309]:
где К , К -эффективные коэффициенты концентраций и напряжений из таблицы 8.15[4,c.310],
Кd - коэффициент, учитывающий влияние абсолютного размера поперечного сечения из таблицы 8.17[4,с.310],Кd = 0,81;
КF - коэффициент, влияющий на шероховатости поверхности из таблицы 8.18[4,с.310], КF = 1,07;
К - коэффициент, влияющий на поверхностное упрочнение из таблицы 8.19[4,с.310], К = 1;
КD = ( 1,9 /0,81 + 1,07 - 1) 1 = 2,42
КD = (1,7 /0,81 + 1,07 - 1) 1 = 2,10
Определим коэффициент запаса прочности по :
нормальному напряжению из формулы 8.2[4,с.309]
wос - осевой момент, по таблице 8.21[4,c.312];
wос = 0,1 d3 - [bt ( d - t )2 / 2d ] (14.9)
wос = 0,1553 - [ 166,0 ( 55 - 6,0 )2 / 255 ] =14542,1мм
и касательному напряжению из формулы 8.3[4,с.309];
где = m = max / 2 = Mk / 2 wp (14.11)
wр-ролярный момент, по таблице 8.21[4,c.312];
wр = 0,2 d3 - [bt ( d - t )2 / 2d ] (14.12)
wp = 0,2 553 - [ 16 6,0 (55 - 6,0)2 / 2 55 ] = 31179,6мм
S = 150 / (2,10 4,96 + 0 4,96) = 14,4
Коэффициент запаса прочности из формулы 8.1[4,c.309];
Вывод: Прочность вала в выбранном сечении при постоянной нагрузке обеспечена. Расчетная прочность вала превышает допустимое значение в четыре раза, но в расчете приняли вал из стали 45 с минимальным пределом выносливости. Следовательно, выбранный тихоходный вал оставляем.
15. Выбор посадки основных деталей редуктора
Посадку назначаем согласно данным таблицы 8.1[3,c.169]
Внутренние кольца подшипников качения на валу LO/ k6
Наружные кольца подшипников качения в корпус Н7/lO
Крышки торцовые узлов на подшипниках качения H7/h8
Стаканы под подшипники качения в корпусе, распорные втулки H7/h6
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида. Начинают сборку с того, что на червячный вал устанавливаем в обеих сторон отбойники, надевают роликовые конические однорядные подшипники, предварительно нагрев их в масле до 80--100° С. Собранный червячный вал вставляют в корпус.
Вначале сборки вала червячного колеса закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают маслоотбойники, подшипники шариковые радиальные предварительно нагретые в масле. Собранный вал укладывают в основание корпуса и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка фланцев спиртовым лаком. Крышку затягивают болты.
Закладывают в подшипниковые сквозные крышки резиновые манжеты, пластичную смазку и устанавливают крышки с прокладками.
Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель. Заливают в редуктор масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с отдушиной.
Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде в соответствии с техническими условиями.
17. Смазка зацепления и подшипников редуктора
Для червячных редукторов с окружной скоростью v ?10м/с, используется картерный метод смазки.
Уровень масла в картер редуктора определим по формуле [3,c.32]
Объём масляных ванн принимают таким, чтобы обеспечить отвод выделяющихся в зацеплении теплоты к стенкам корпуса согласно формуле
Определим вязкость масла и марку по таблице 8.2 [ 2,с. 173 ]
Выбираем масло вязкостью 20•10-6 м2/с
Марка масла для смазки зубчатой передачи
Смазку подшипников шариковых радиально-упорные однорядные будет осуществляться масляным туманом. Для защиты подшипников от излишнего попадания масло предусматриваем установку маслоотбойных шайб.
привод шнековый холодильник передача
1. Дунаев П.Ф, Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.- М.: Высшая школа. 2001.
2. Миловидов С.С. Детали машин и приборов. Учебное пособие для втузов. - М.: Высшая школа.1971.
3. Чернавский С.А.Курсовое проектирование деталей машин.- М.:Машиностроение,1979.
4. Чернилевский Д.В. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования. - М: Машиностроение 2002.
Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода. Расчет червячной передачи. Предварительный расчет валов и ориентировочный выбор подшипников. Конструктивные размеры червяка и червячного колеса. Выбор смазки зацепления и подшипников. курсовая работа [2,9 M], добавлен 14.01.2014
Кинематический расчет привода: требуемая мощность электродвигателя, передаточные числа. Расчет цилиндрической зубчатой передачи: выбор материала, модуль зацепления. Конструктивные размеры ведомого зубчатого колеса. Параметры конической зубчатой передачи. контрольная работа [163,3 K], добавлен 18.06.2012
Проектирование привода к ленточному транспортёру. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет зубчатых колёс редуктора. Расчет валов. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Расчёт ременной передачи, выбор посадок, сборка редуктора. курсовая работа [898,8 K], добавлен 24.01.2010
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода. Предварительный расчёт валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчёт ременной передачи. Подбор подшипников. Компоновка редуктора. Выбор сорта масла, смазки. курсовая работа [143,8 K], добавлен 27.04.2013
Принцип действия привода шнекового питателя. Подбор электродвигателя, расчет цилиндрического редуктора. Алгоритм расчета клиноременной, цепной передачи. Рекомендации по выбору масла и смазки узлов привода. Сборка и обслуживание основных элементов привода. контрольная работа [2,0 M], добавлен 04.11.2012
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Параметры клиноремённой передачи. Этапы расчета зубчатой передачи. Предварительное проектирование валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Компоновка деталей. курсовая работа [433,5 K], добавлен 19.11.2014
Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет цилиндрической и червячной передачи. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры колеса и шестерни, червяка и червячного колеса. Конструктивные размеры корпуса редуктора. Выбор сорта масла. курсовая работа [1,9 M], добавлен 29.03.2017
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



Разработка привода шнекового холодильника курсовая работа. Производство и технологии.
Реферат: Материаловедение 5
Производственная Практика В Суде Дневник Заполненный
Курсовая работа по теме Особенности психотерапевтической помощи при состояниях духовного кризиса
День Знаний Сочинение 3
Реферат по теме Особенности бизнес-плана инвестиционного проекта
Курсовая работа по теме Организация процесса перевозок
Реферат: Визитная карточка
Сочинение Рассуждение Что Такое Сильная Воля
Политическая Власть Курсовая Работа
Реферат по теме Развитие и поддержка эффективной инновационной деятельности на предприятии
Курсовая работа: Частная собственность основа существования рыночной экономики
Курсовая работа по теме Лингвовизуальный комплекс в современной Британской прессе
Реферат: Управление персоналом 53
Курсовая работа по теме Роль учреждений дополнительного образования в приобщении детей подростков к народному творчеству
Отчет по практике: Функционирование активных операций коммерческого банка
Дипломная Работа На Тему Управление На Малых Предприятиях
Реферат: Экономика предприятия на предприятии ОАО "Электропривод". Скачать бесплатно и без регистрации
Реферат: Конституция США
Дипломная работа: Валютные резервы и управление ими
Реферат На Тему Жизнь Ньютона
Зайнаб Биишева. Жизнь и творчество - Литература курсовая работа
Особенности внутриаптечной заготовки - Медицина курсовая работа
Методические рекомендации для учителя музыки по изучению темы "Опера" - Педагогика курсовая работа