Привод междуэтажного подъемника

Спецификация(печать).spw

КП ДМ и ОК 12. 01. 03
КП ДМ и ОК 12. 01. 02
КП ДМ и ОК 12. 01. 01
КП ДМ и ОК 12. 01. 04
Шайба регулировочная
Подшипник 36206 ГОСТ 831-75
Подшипник 7209 А ГОСТ 27365-87
Болт М6 х 18 ГОСТ 15589-70
Винт М6 х 16 ГОСТ 11738-84
Винт М4 x 9 ГОСТ 17473-80
Винт М4 x 10 ГОСТ 1478-93
Кольцо упорное 20 ГОСТ 13942-80
Шайба 7019-0629 ГОСТ 14734-69
Шайба 6 Н ГОСТ 6402-70
Шпонка ГОСТ 23360-78
Штифт 4x12 ГОСТ 24296-93

Спецификация монтажная(печать).spw

КП ДМ и ОК 12. 01. 05.
КП ДМ и ОК 12. 01. 05
КП ДМ и ОК 12. 01. 06
Электродвигатель 4А90L6У3
Болт М10 х 35 ГОСТ 15589-70
Гайка М10-7H ГОСТ 2524-70
Шайба 10 ГОСТ 6402-70
Шайба 12 ГОСТ 6402-70
-6gx45 ГОСТ 22037-76

рама(печать).cdw

Болт М10x50 ГОСТ 15589-70
Гайка М10-7H ГОСТ 2524-70
Шайба A 10.37 ГОСТ 10450-78
Шайба 10 ГОСТ 6402-70
Гайка М16х1.5 ГОСТ 5916-78
Шайба 16 ГОСТ 6402-70
Болт М16х1.5 ГОСТ 8288-78
КП ДМ и ОК 12. 01. 06

монтажная схема(печать).cdw

вал колеса(печать).cdw

колесо червячное(печать).cdw

Делительный угол подъема
Направление линии витка
Исходный производящий червяк
Степень точности по ГОСТ3675-81
Межосевое расстояние
Делительный диаметр червячного колеса
Число витков сопряженного червяка
Делительный диаметр червяка
отв. М6 сверлить и нарезать
после напрессовки венца
После затяжки выступающую
часть спилить и раскернить
КП ДМ и ОК 12. 01. 03

крышка торцевая(печать).cdw

червяк(печать).cdw

Делительный угол подъема
Направление линии витка
Степень точности по ГОСТ3675-81
Делительный диаметр червяка
КП ДМ и ОК 12. 01. 02
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

червячный редуктор(печать).cdw

Техническая характеристика
Передаточное число редуктора U=12
Вращающие моменты на тихоходном валу Т
Частоты вращения быстроходного вала п
Технические требования
Размеры для справок.
Редуктор залить маслом: индустриальное
И-Т-Д-100 ГОСТ 17479.4-87.
Допускается эксплуатировать редуктор с
отклонением от горизонтального положения
. При этом должен быть обеспе-
достаточный для смазки
зацепления и подшипниковых узлов червяка.
Характеристика зацепления

эпюра 1.cdw

эпюра 2.cdw

Спецификация(печать).spw

КП ДМ и ОК 12. 01. 03
КП ДМ и ОК 12. 01. 02
КП ДМ и ОК 12. 01. 01
КП ДМ и ОК 12. 01. 04
Шайба регулировочная
Подшипник 36206 ГОСТ 831-75
Подшипник 7209 А ГОСТ 27365-87
Болт М6 х 18 ГОСТ 15589-70
Винт М6 х 16 ГОСТ 11738-84
Винт М4 x 9 ГОСТ 17473-80
Винт М4 x 10 ГОСТ 1478-93
Кольцо упорное 20 ГОСТ 13942-80
Шайба 7019-0629 ГОСТ 14734-69
Шайба 6 Н ГОСТ 6402-70
Шпонка ГОСТ 23360-78
Штифт 4x12 ГОСТ 24296-93

Спецификация монтажная(печать).spw

КП ДМ и ОК 12. 01. 05.
КП ДМ и ОК 12. 01. 05
КП ДМ и ОК 12. 01. 06
Электродвигатель 4А90L6У3
Болт М10 х 35 ГОСТ 15589-70
Гайка М10-7H ГОСТ 2524-70
Шайба 10 ГОСТ 6402-70
Шайба 12 ГОСТ 6402-70
-6gx45 ГОСТ 22037-76

рама(печать).cdw

Болт М10x50 ГОСТ 15589-70
Гайка М10-7H ГОСТ 2524-70
Шайба A 10.37 ГОСТ 10450-78
Шайба 10 ГОСТ 6402-70
Гайка М16х1.5 ГОСТ 5916-78
Шайба 16 ГОСТ 6402-70
Болт М16х1.5 ГОСТ 8288-78
КП ДМ и ОК 12. 01. 06

монтажная схема(печать).cdw

вал колеса(печать).cdw

колесо червячное(печать).cdw

Делительный угол подъема
Направление линии витка
Исходный производящий червяк
Степень точности по ГОСТ3675-81
Межосевое расстояние
Делительный диаметр червячного колеса
Число витков сопряженного червяка
Делительный диаметр червяка
отв. М6 сверлить и нарезать
после напрессовки венца
После затяжки выступающую
часть спилить и раскернить
КП ДМ и ОК 12. 01. 03

крышка торцевая(печать).cdw

червяк(печать).cdw

Делительный угол подъема
Направление линии витка
Степень точности по ГОСТ3675-81
Делительный диаметр червяка
КП ДМ и ОК 12. 01. 02
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

червячный редуктор(печать).cdw

Техническая характеристика
Передаточное число редуктора U=12
Вращающие моменты на тихоходном валу Т
Частоты вращения быстроходного вала п
Технические требования
Размеры для справок.
Редуктор залить маслом: индустриальное
И-Т-Д-100 ГОСТ 17479.4-87.
Допускается эксплуатировать редуктор с
отклонением от горизонтального положения
. При этом должен быть обеспе-
достаточный для смазки
зацепления и подшипниковых узлов червяка.
Характеристика зацепления

12-1 пояснилка - печать на струйном.doc

Техническое задание №12 Вариант 1
Кинематическая схема привода к мешалке:
-червячный редуктор;
-упругая втулочно-пальцевая муфта;
-натяжное устройство;
Тяговая сила цепи F kH
Скорость грузовой цепи v мc
Шаг грузовой цепи p мм
Число зубьев звездочки z
Угол наклона цепной передачи град
Допускаемое отклонение скорости грузовой цепи %
Срок службы привода Lrлет
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода 6
Расчёт открытой передачи .8
Расчёт закрытой передачи 12
Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипника 17
Построение эпюр изгибающихся и крутящихся моментов 20
Проверочный расчет подшипников 26
Конструирование зубчатых червячных колес и червяков ..29
Конструирование корпуса редуктора 30
Уточненный расчет валов 31
Тепловой расчет червячного редуктора .37
Проверка прочности шпоночных соединений ..38
Смазывание. Выбор сорта масла ..41
Сборка редуктора .43
Список использованной литературы 45
Инженер-конструктор является творцом новой техники и уровнем его творческой работы в большей степени определяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем что заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов базирующихся на данных различных наук.
При выполнении проекта используются математические модели базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях относящихся к объемной и контактной прочности материаловедению теплотехнике гидравлике теории упругости строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов теоретической механики машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам. При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки требуемая долговечность надежность КПД масса и габаритные размеры требования к уровню шума стоимость изделия эксплуатационные расходы. Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты массу стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 001. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
1 Общий КПД привода равен произведению КПД всех элементов привода:
где - КПД закрытой передачи
- КПД открытой передачи
- коэффициент учитывающий потери пары подшипников качения
- коэффициент учитывающий потери в муфте
2 Мощность рабочей машины:
3 Требуемая мощность электродвигателя:
4 По требуемой мощности Ртр= 1395 кВт выбираем электродвигатель асинхронный трехфазный короткозамкнутый серии 4А закрытый обдуваемый с синхронной частотой вращения ncинх = 1000 обмин nном =936 обмин типоразмер 4A90L6У3 с параметрами Pдв =15 кВт и скольжением 6.4% (ГОСТ 19523-81).
5 Угловая скорость двигателя:
6 Угловая скорость звездочки:
7 Частота вращения звездочки:
8 Передаточное число привода:
9 Передаточное число открытой передачи
10 Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного звездочки
11 Вращающие моменты:
) На валу двигателя:
) На валу червячного колеса:
) На валу рабочей машины:
Расчет открытой передачи
Выбираем приводную роликовую однорядную цепь:
Вращающий момент на ведущей звездочке:
Передаточное число было принято ранее:
Число зубьев: ведущей звездочки
Отклонение: что допустимо.
Расчетный коэффициент нагрузки
где Кд = 125 – динамический коэффициент при спокойной нагрузке;
Ка = 1 – коэффициент учитывает влияние межосевого расстояния при ац (30÷60)t;
Кн=1 –коэффициент влияние угла наклона линии центров при = 45°;
Кр – коэффициент учитывает способ регулирования натяжения цепи Кр = 125 при периодическом регулировании натяжения цепи;
Ксм – коэффициент учитывает способ смазки; при непрерывной смазке
Кп – учитывает продолжительность работы передачи в сутки при односменной работе Кп = 1.
Для определения шага цепи надо знать допускаемое давление [p] в шарнирах цепи. По таблице 7.18 [1] принимаем ориентировочно[p] = 20 МПа число рядов цепи m=1 n3 =74.9
Подбираем по таблице 7.15 цепь ПР–254–600 по ГОСТ 13568-75 имеющую: шаг t = 254 мм; разрушающую нагрузку Q = 60 кН; массу q = 26 кгм; Аоп = 1797 мм2.
Давление в шарнирах проверяем по формуле 7.39:
Уточняем по таблице 7.18 допускаемое давление
[р] = ((36+29)2)*[ 1 + 001 (z3 – 17)] = 46 [1 + 001 (23 – 17)] =
Условие р [p] выполнено. 19.5 3445 В этой формуле 34.45 МПа – табличное значение допускаемого давления по табл. 7.18 при n=50 обмин и t=127 мм.
Определяем число звеньев цепи по формуле 7.36:
где (страница 148);
z = z3 + z4 = 23 + 94 = 117
тогда Lt = 2 40 + 05 117 + = 14169.
Округляем до четного числа Lt = 142.
Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле 7.37
Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 04% т.е. на 1024 0004 » 4 мм.
Определяем диаметры делительных окружностей звездочек по формуле 7.34:
Определяем диаметры наружных окружностей звездочек по формуле 7.35:
где d1 = 1588 мм – диаметр ролика цепи (таблица 7.15).
Силы действующие на цепь:
Окружная Ftц = 1504Н (определена выше).
От центробежных сил Fv = q u2 = 26 0732 = 139 H
От провисания цепи Ff = 981 Kf q ац = 981 15 26 102= 39 Н
где Kf=15 при угле наклона передачи 30° (см. с. 151).
Расчетная нагрузка на валы
Fв = Ftц + 2Ff = 1504 + 2 39 = 1582 H.
Проверяем коэффициент запаса прочности цепи (формула 7.40)
где [S] = 745– нормативный коэффициент запаса прочности цепи (таблица 7.19).
Условие S > [S] выполнено.
Расчёт закрытой передачи
Число витков червяка z1 принимаем в зависимости от передаточного числа: при u=125 принимаем z1=4 (с. 55).
Число зубьев червячного колеса:
z2= z1 * u = 4*125=50.
Принимаем стандартное значение z2=50 (табл. 4.1).
При этом u=z2z1=504=125.
Отличие от заданного %=0%.
По ГОСТ 2144-76 допустимо отклонение 4%.
Выбираем материал червяка и венца червячного колеса. Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием.
Так как к редуктору не предъявляются специальные требования то в целях экономии принимаем для венца червячного колеса бронзу БрА9ЖЗЛ (отливка в песчаную форму).
Предварительно принимаем скорость скольжения в зацеплении vs5мс. Тогда при длительной работе допускаемое контактное напряжение =155МПа (табл. 4.9). Допускаемое напряжение изгиба для нереверсивной работы =KFL. В этой формуле KFL=0543 при длительной работе когда число циклов нагружения зуба NΣ>25·107; =98МПа – по табл. 4.8;
Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q=10.
Вращающий момент на валу червячного колеса:
Принимаем предварительный коэффициент нагрузки К=12.
Определяем межосевое расстояние из условий контактной выносливости [формула (4.19)]:
Принимаем по ГОСТ 2144-76 (табл. 4.2) стандартные значения m=4мм q=125.
Межосевое расстояние при стандартных значениях m и q
Основные размеры червяка:
Делительный диаметр червяка:
Диаметр вершин витков червяка:
=d1+2m=50+2·4=58 мм;
Диаметр впадин витков червяка:
= d1-24m=50-24·4=404 мм;
Длина нарезной части шлифованного червяка[формула (4.7)]:
b1 (125+009z2)m+25=(125+009·50)4+25=946 мм;
Делительный угол подъема витка (по табл. 4.3): при z1=4 и q=125 =.
Основные размеры венца червячного колеса:
Делительный диаметр червячного колеса :
Диаметр вершин зубъев червячного колеса:
Диаметр впадин зубъев червячного колеса:
Наибольший диаметр червячного колеса:
Ширина венца червячного колеса [формула (4.12)] :
мм округляем до 39 мм
Окружная скорость червяка:
Скорость скольжения:
При этой скорости МПа (табл. 4.9).
Отклонение ; к тому же межосевое расстояние по расчету было получено мм а после выравнивания m u g по стандарту было увеличено до т.е на 5.2% и перерасчет по формуле (4.19) делать не нужно необходимо лишь проверить . Для этого уточняем КПД редуктора [формула (4.14)]. При скорости =2.58 мс приведенный коэффициент трения для безоловянной бронзы и шлифованного червяка (табл. 4.4) и приведенный угол трения .
КПД редуктора с учетом потерь в опорах потерь на разбрызгивание и перемешивание масла:
По табл. 4.7 выбираем 7-ю степень точности передачи. В этом случае коэффициент динамичности .
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки [формула (4.26)]:
где коэффициент деформации червяка при q=12.5 u z1=4 по табл. 4.6 .
Примем вспомогательный коэффициент х=06 (незначительное колебания нагрузки с.65):
Коэффициент нагрузки
Проверяем контактные напряжения [формула (4.23)]:
Результат расчета следует принять почти удовлетворительном т.к расчетное напряжение ниже допускаемое 23 % (разрешается до 15%).
Проверка прочности зубьев червячного колеса на изгиб.
Эквивалентное число зубьев:
Коэффициент формы зуба по табл. 4.5:
Напряжение изгиба [формула (4.24)]:
что значительно меньше вычисленного выше МПа.5. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников.
Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:
ведомого(вал червячного колеса) : Н·мм
ведущего (червяк): Н·мм
Витки червяка выполнены за одно целое с валом.
Диаметр выходного конца ведущего вала по расчету на кручении при Мпа:
Но для соединения его с валом электродвигателя примем:
Диаметры подшипниковых шеек: мм;
Параметры нарезной части: мм мм; мм.
Для выхода режущего инструмента при нарезании витков рекомендуется участки вала принимающие к нарезке протачивать до диаметра меньше . Длина нарезной части в1=95мм.
Диаметр выходного конца:
Диаметры подшипниковых шеек:
Диаметр вала в месте посадки червячного колеса:
Диаметр ступицы червячного колеса:
Длина ступицы червячного колеса:
Выбор подшипников качения
В связи с тем что в червячном зацеплении возникают значительные осевые усилия примем радиально-упорные подшипники: шариковые средней серии для червяка и роликовые конической средней серии для вала червячного колеса: (табл. П6 и П7):
Условное обозначение
Построение эпюр изгибающихся и крутящихся моментов
Окружная сила на червячном колесе равная осевой силе на червяке:
Окружная сила на червяке равная осевой силе на колесе:
Радиальные силы на колесе и червяке:
Силы возникающие на муфте: Н.
Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов. Определение реакций в подшипниках.
Вертикальная плоскость
А) определяем опорные реакции Н;
Проверка: Σу=0;; 430-510+80=0.
Б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1 3 Н·м.
Горизонтальная плоскость
Проверка: ΣХ=0; ; 425-305-552+432=0.
Б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях 1 4 Н·м:
Строим эпюру крутящих моментов Н·м:
Определяем суммарные радиальные реакции Н:
Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях 2 и 3 Н·м:
По вычисленным данным строим эпюры изгибающих моментов.
Определение реакции в подшипниках. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
А) определяем опорные реакции Н:
Меняем направление вектора реакции на противоположное и получаем .
Меняем направление вектора реакции на противоположное и получаем Н.
Б) строим эпюры изгибающих моментов относительно Х в характерных сечениях 1 4 Н·м:
Б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1 4 Н·м:
Проверочный расчет подшипников
Дано: обмин.; Н; Н; Н;
Подшипники шариковые радиально - упорные однорядные легкой серии (установлены враспор).
Характеристики подшипника:
Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников:
где для подшипников шариковых радиально-упорных с углом коэффициент осевого нагружения е=038.
Так как осевые нагрузки подшипников определяются следующим образом:
Рассмотрим левый подшипник.
Отношение: Ra1 Rr1 = =038=е
Эквивалентная нагрузка определяется по формуле:
где =13 (коэффициент учитывающий условия работы) (при вращении внутреннего кольца подшипника) КТ=1(температурный коэффициент). Отсюда:
Рассмотрим правый подшипник.
Отношение: Ra2Rr2=>e поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учетом осевой силы:
где коэффициенты Х и Y при е =038 однорядных радиально-упорных
шарикоподшипниках и отношении Ra2Rr2>e равны Х=045 и Y=144.
Расчётную долговечность определяем по более нагруженному подшипнику.
Расчетная долговечность млн.об.:
Расчетная долговечность ч.:
Подшипник обеспечивает необходимую долговечность и грузоподъёмность значит подшипник пригоден.
Дано: обмин.; Н; Н; Н; Подшипники роликовые конические радиально-упорные средней серии (установлены враспор).
Так как и ≥ осевые нагрузки подшипников определяются следующим образом:
Отношение: Ra3 Rr3 = =034е=041.
Эквивалентная нагрузка вычисляется по следующей формуле:
где =13 КТ=1. Отсюда:
Отношение: Pa4Rr4=>e
поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учетом осевой силы:
где =13 КТ=1 X=0.4 Y=1.459 Отсюда:
Расчетная долговечность млн.об.:
Конструирование зубчатых червячных колес и червяков
По условиям работы изготовляют составными: центр колеса (ступица с диском) – из стали реже из серого чугуна зубчатый венец (обод) – из антифрикционного материала. При единичном и мелкосерийным производстве зубчатые венцы соединяют с центром колеса посадкой с натягом (Н7 H8u8). При постоянном направления вращения червяного колеса на наружной поверхности центр
предусматривается буртик и эта форма центра является традиционно. В современных конструкциях для упрощения процесса изготовления венца и центра буртик не делают обеспечивая посадку венца на центр с натягом. При небольших скоростях скольжения и малых диаметрах колеса его можно изготовить цельнолитым.
Конструирование корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки
Толщина фланцев(поясов) корпуса и крышки
Толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек
Диаметры фундаментных болтов:
Принимаем болты с резьбой М12: диаметры болтов мм и мм.
Уточненный расчет валов
Считаем что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу а касательные от кручения — по отнулевому (пульсирующему).
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s > [s].
Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.
Материал червяка – сталь 45 улучшенная; в= 780 МПа.
МПа - предел выносливости при симметричном цикле изгиба.
МПа - предел выносливости при симмет-ричном цикле касательных напряжений.
Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запас прочности
где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла
При d=20 мм b=6мм l=25мм
Принимаем k=18 и k=168 ; масштабные факторы =083 и =092; коэффициент 01.
ГОСТ 16162 - 78 указывает на то чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть 25 при
Приняв у ведомого вала длину посадочной части под муфту l= 25 мм получим изгибающий момент в сечении А – А:
Амплитуда и среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности сечения А-А:
Коэффициент запаса прочности больше требуемого значит запас прочности обеспечен.
Сечение Б-Б. Концентрация напряжений обусловлено посадкой подшипника с гарантированным натягом.
Изгибающий момент на валу:
Осевой момент сопротивления:
Амплитуда нормальных напряжений:
Полярный момент сопротивления:
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности сечения Б-Б:
Проверим стрелу прогиба червяка (расчет на жёсткость).
Привидённый момент инерции поперечного сечения червяка:
Таким образом жесткость обеспечена так как
Материал вала сталь 45 термическая обработка – нормализация
Сечение В-В. Концентрация напряжений обусловлено наличием шпоночной канавки (в месте посадки червячного колеса).
При d=50 мм b=16 мм l=63 мм
Принимаем k=159 и k=149; масштабные факторы =082; =07; коэффициент 01.
Приняв у ведомого вала длину посадочной части под зубчатое колесо l=71 мм получим изгибающий момент в сечении В-В :
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
изгибающий момент в вертикальной плоскости
суммарный изгибающий момент в сечении В-В:
Коэффициент запаса прочности сечения В-В:
Сечение Г-Г. Концентрация напряжений обусловлено наличием шпоночной канавки (в месте посадки звездочки).
При d=40 мм b=12 мм х=20 мм
Принимаем k=159 и k=149; масштабные факторы =085; =073; коэффициент 01.
суммарный изгибающий момент в сечении Г-Г:
Коэффициент запаса прочности сечения Г-Г:
Тепловой расчет червячного редутора
Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности м2. Условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе:
Где РТР.р=1220 Вт - требуемая для работы мощность на червяке.
Считаем что обеспечивается достаточно хорошая циркуляция воздуха и принимаем коэффициент теплопередачиВт(м2·)
Так как допускаемый перепад температур равен перепад температур внутри редуктора находиться в допустимом интервале температур.
Проверка прочности шпоночных соединений.
Призматические шпонки применяемые в проектируемых редукторах проверяют на смятие. Для этого пользуются данной формулой:
Так как принимаем шпонку со скругленными концами допускаемое напряжение смятие при стальной ступице .
Шпонка на быстроходном валу под муфту
Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78. Диаметр вала в месте запрессовки шпонки мм. Размеры шпонки: мм; мм; мм.
Момент на валу под муфту мм.
Шпонка на тихоходном валу под червячное колесо.
Диаметр вала в месте запрессовки шпонки мм. Размеры шпонки: мм; мм; мм.
Момент на валу под червячное колесо мм.
Условие прочности выполнено.
Шпонка на тихоходном валу под ведущую звёздочку.
Момент на валу под зубчатое колесо мм.
Для соединения выходных концов двuгameля и быстроходного вала редуктора применяется упругая втулочно-пальцевая муфта. Эта муфты обладает достаточными упругими свойствами и малым моментом инерции для уменьшения пусковых нагрузок на соединяемые валы.
Они получили широкое распространение благодаря простоте конструкции и удобству замены упругих элементов хотя и имеют небольшую компенсирующую способность и при соединении несоосных валов оказывают большое силовое воздействие на валы и опоры при этом резиновые втулки быстро выходят из строя.
Полумуфты изготовляют из чугуна марки СЧ 20 (ГОСТ 1412—85) или стали 30Л (ГОСТ 977—88); материал пальцев — сталь 45 (ГОСТ 1050—88); материал упругих втулок — резина с пределом прочности или разрыве не менее 8 Нмм2.
Радиальная сила определяется по соотношению:
Смазывание. Выбор сорта масла
Смазывание зубчатых и червяных зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии снижения коэффициента трения уменьшения износа отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей снижения шума и вибрации.
Способ смазывания. Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способ (окунанием).
Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 03 до 125 мс; для червячных передач с цилиндрическим червяком смазыванием окунанием допустимо до скорости скольжения 10 мс.
Для открытых зубчатых передач работающих при окружных скоростях до 4 мс обычно применяются периодическое смазывание весьма вязкими маслами или пластичными смазками которые наносят зубья через определенные промежутками времени. В некоторых случаях применяют капельное смазывание из корыта (при) наполненного вязким маслом и расположенного под зубчатым колесом.
Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях и фактической окружной скорости колес.
Так при и МПа (до 200 МПа или Нмм2) выбираем масло И-Т-Д-100 с кинематической вязкостью при 40 равным 90 100 мм2с.
При смазывании окунанием объём масляной ванны редуктора определяется из расчёта 04 08 л масла на 1 кВт передаваемой мощности. Для контроля уровня масла используется трубчатый маслоуказатель сделанный по принципу сообщающихся сосудов. Он удобен для обзора но хуже всего защищен от повреждений.
В проектируемых редукторах для смазывания подшипников качения применяют жидкие (при окружных скоростях v>2) и пластичные (при v2) смазочные материалы. Для червяка с окружной скоростью v=245 мс выберем способ смазывания жидким смазочным материалом а для подшипника на червячном колесе (при выполнении условия ) – смазывание масляным туманом образующегося при смазывании червяка окунанием в масляной ванне. Жидкий смазочный материал выбирают в зависимости от диаметра температуры узла и частоты вращения. При и определяем по номограмме требуемую вязкость масла - .
По определенной требуемой вязкости выбираем масло индустриальное:
И-30А с вязкостью (ГОСТ 20799-75).
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора начиная с узлов валов.
На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Маслоотражаетьные кольца и подшипники следует насаживать предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышки корпуса покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком.. После этого регулируют подшипники распорными втулками с комплектом металлических прокладок регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения пропитанные горячим маслом.
Проворачиванием валов проверяют отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и трубчатый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе устанавливаемой техническими условиями.
При выполнении курсового проекта по “Деталям машин” были закреплены знания полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика сопротивление материалов материаловедение.
Целью данного проекта является проектирование привода тарельчатого питателя который состоит как из простых стандартных деталей так и из деталей форма и размеры которых определяются на основе конструкторских технологических экономических и других нормативов.
В ходе решения поставленной передо мной задачей была освоена методика выбора элементов привода получены навыки проектирования позволяющие обеспечить необходимый технический уровень надежность и долгий срок службы механизма.
Опыт и навыки полученные в ходе выполнения курсового проекта будут востребованы при выполнении как курсовых проектов так и дипломного проекта. Можно отметить что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям. По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений. По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.
Расчет вала показал что запас прочности больше допускаемого. Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников меньше паспортной.
При расчете был выбран электродвигатель который удовлетворяет заданные требования.
Список использованной литературы.
Чернавский С.А. Боков К.Н. Чернин И.М. Ицкевич Г.М. Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.: Машиностроение 1988 г. 416с.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин' М.: Издательский центр 'Академия' 2003 г. 496 c.
Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: 'Янтарный сказ' 2004 г. 454 c.: ил. черт. - Б.ц.
Березовский Ю.Н. Чернилевский Д.В. Петров М.С. 'Детали машин' М.: Машиностроение 1983г. 384 c.
Боков В.Н. Чернилевский Д.В. Будько П.П. 'Детали машин: Атлас конструкций.' М.: Машиностроение 1983 г. 575 c.
Гузенков П.Г. 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая школа 1986 г. 360 с.
Детали машин: Атлас конструкций Под ред. Д.Р.Решетова. М.: Машиностроение 1979 г. 367 с.
Дружинин Н.С. Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов 1975 г. 542 с.
Кузьмин А.В. Чернин И.М. Козинцов Б.П. 'Расчеты деталей машин' 3-е изд. - Минск: Высшая школа 1986 г. 402 c.
Куклин Н.Г. Куклина Г.С. 'Детали машин' 3-е изд. М.: Высшая школа 1984 г. 310 c.
'Мотор-редукторы и редукторы': Каталог. М.: Изд-во стандартов 1978 г. 311 c.
Перель Л.Я. 'Подшипники качения'. M.: Машиностроение 1983 г. 588 c.
'Подшипники качения': Справочник-каталог Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение 1984 г. 280 с.

Титульный лист.doc

Министерство образования и науки РТ
Кафедра прикладной механики
РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
По курсу: «Детали машин и основы конструирования»
На тему: «Привод к междуэтажному подъемнику»
Техническое задание №12
Руководитель курсовой работы: