Спроектировать привод к винтовому толкателю

privod.dwg

Техническая характеристика 1.Вращающий момент на тихоходном валу
2.Частота вращения быстроходного вала
мин 715 3. Передаточное число редуктора 75 4. Коэффициент полезного действия 0
Технические требования 1.Необработанные поверхности литых деталей
находящихся в масляной ванне
красить маслостойкой краской эмалью ПФ-135 ГОСТ 6465-76. 2.Наружные поверхности корпуса красить серой эмалью ПФ-115 ГОСТ 6465-76 3.Для смазки подшибников использовать Литол-24 ГОСТ 21150-87 4.Для сборки корпуса редуктора использовать маслостойкий герметик УТ-34 ГОСТ 24285-82 5.Для смазки редуктора использовать индустриальное масло И-Г-А-46 ГОСТ20799-88 6.После окончательной сборкки и регулировки
вращение валов свободное "от руки".
Червячно-цилиндри- ческий редуктор Сборочный чертеж
Техническая характеристика 1. Вращающий момент на тихоходном валу
2. Общее передаточное число привода 150 3. Мощность электродвигателя
кВт 3 4. Частота вращения вала электродвигателя
мин 715 Технические требования 1.Допускаемое смещения валов электродвигателя и редуктора
не более: осевое 3 радиальное 0
2.Допускаемый перекос валов
00 3.После окончательной сборки и регулировки
вращение валов свободное "от руки". 4.Приработка после сборки не менее 72 часов в режиме холостого хода.
Привод ленточного конвейера

zadanie_na_kursovoy_proekt.doc

на курсовой проект (работу) по кафедре
Тема проекта (работы):
Исходные данные к проекту (работе):
Содержание расчетно - пояснительной записки (включая перечень подлежащих разработке вопросов включая вопросы стандартизации и контроля качества)
Примечание: Оформление документации к проекту согласно требованиям ЕСКД ЕСТД ЕСТПП

pz.docx

Техническое задание 2
Кинематический расчёт привода ..4
Расчет прямозубой цилиндрической передачи .. 6
Расчёт червячных передач .9
Эскизная компоновка . 12
Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений ..15
Определение долговечности подшипников .. .16
Конструктивные размеры корпуса и компоновка редуктора 17
Подбор посадок основных деталей редуктора .. ..18
Список использованных источников 20
Техническое задание.
Задание 3 вариант 1.
Спроектировать привод к ленточному конвейеру по схеме (рис.1) с графиком нагрузки данным на рисунке (рис.2).
Исходные данные: FТ=6кН
Рис.2График нагрузки
В машиностроении находят широкое применение редукторы механизмы состоящие из зубчатых или червячных передач выполненных в виде отдельного агрегата и служащих для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать помимо редуктора открытые зубчатые передачи цепную или ременную передачу.
Назначение редуктора — понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Механизмы служащие для повышения угловой скорости выполнены в виде отдельных агрегатов называют мультипликаторы.
Конструктивно редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального) в котором помещаются элементы передачи — зубчатые колеса валы подшипники и т.д.
Редуктор проектируют либо для привода определенной машины либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.
Привод предполагается размещать в закрытом отапливаемом вентилируемом помещении снабженным подводом трехфазного переменного тока.
Кинематический расчёт привода.
1.Определение общего КПД привода.
Общий КПД привода составит:
- КПД червячной передачи [1 табл.1.1]
- КПД цилиндрической передачи [1 табл.1.1]
- КПД одной пары подшипников качения [1 табл.1.1]
- КПД соединительной муфты [1 табл.1.1]
- КПД цепной передачи [1 табл.1.1]
2.Выбор электродвигателя
2.1 Вычисление требуемой мощности двигателя.
Вычисление требуемой мощности двигателя производится по формуле:
где Pв = Ft v - мощность на приводе вала конвейера [1 стр.7]
Ft -окружная сила на барабане
v – окружная скорость барабана
– общий КПД привода.
2.2 Вычисление частоты вращения барабана.
Вычисление частоты вращения барабана производится по формуле:
где v – окружная скорость барабана
D – диаметр барабана.
2.3 Вычисление частоты вращения вала электродвигателя
Частоту вращения вала электродвигателя определяем по формуле:
где nв - частота вращения барабана
– общее передаточное число которое вычислим подставляя в формулу средние значение передаточных чисел из рекомендуемого диапозона для цепной и двух зубчатых передач [1 табл.1.2]:
На основании таблицы [1 24.9] выбираем двигатель АИР 90LB8715
3.Уточнение передаточных чисел привода.
)Общее передаточное число привода:
) Передаточное число редуктора:
) Быстроходная ступень
- по таблице [1 табл.3]
) Тихоходная ступень
4. Определение вращающих моментов и частоты вращения на валах привода.
) Вал электродвигателя:
) Быстроходный вал :
) Промежуточный вал:
Данные по валам внесем в таблицу 1:
Табл.1 Частоты вращения и вращающие моменты валов редуктора
Расчёт прямозубой цилиндрической передачи
Исходные данные: =1426Нм; ;uб=5 ; =43800 ч (5лет).
1. Выбор стали и термообработки. Определение предельных напряжений.
Выбор твердости термической обработки и материала колес.
Шестерня - материал: Сталь 45 ГОСТ 4543-71 термическая обработка : улучшение;
твердость: 269 - 302 HВ.
- допускаемая контактная выносливость;
- допускаемое напряжение изгиба; [1табл. 2.3]
- предел контактной выносливости; [1стр. 12]
- предельное напряжение изгиба; [1стр 14]
где : SH =11 - коэффициент запаса прочности; [1стр. 13]
SF=17 - коэффициент запаса прочности; [1стр. 15]
Колесо- материал : Сталь 45 ГОСТ 4543-71;
термическая обработка : улучшение;
твердость : 269 - 302 HВ.
- допускаемое напряжение изгиба; [1стр 14табл 2.3]
- предел контактной выносливости; [1стр 12]
где : SH =11 - коэффициент запаса прочности; [1стр 13]
SF=17 - коэффициент запаса прочности; [1стр 15]
2. Расчёт межосевого расстояния.
Расчёт предварительного межосевого расстояния:
Скорость скольжения составит:
Принимая коэффициент ширины колёс равным: (Для консольного расположения) получаем следующее ориентировочное значение коэффициента:
Согласно таблице 2.5 [1] степень точности зубчатой передачи является 8.
Согласно таблицам 2.6 2.7 2.8 [1] а так же расчётам коэффициенты примут следующие значения:
Коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения:
Коэффициент учитывающий приработку зубьев:
Коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линей в начальный период работы:
Коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями в начальный период работы:.
После приработки зубьев коэффициенты неравномерности распределения нагрузок между зубьями а также по длине контактных линий примут соответственно следующие значения:
Коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:
3.Окончательный расчёт межосевого расстояния.
Расчётное межосевое расстояние составит:
После округления полученного значения до стандартного ряда окончательное значение межосевого расстояния принимает следующее значение:
Предварительные значения ширины зубчатого венца а также диаметров делительных окружностей примут следующие значения:
4. Модуль зацепления.
Модуль зацепления выбирается из значений стандартного ряда удовлетворяющий рекомендованному диапазону значений из стандартного ряда [1 стр. 21]:
5. Определение суммарного числа зубьев. Фактическое передаточное число.
Суммарное число зубьев колеса и шестерни в данной передаче составит:
Число зубьев шестерни составит:.
Число зубьев колеса определим исходя из суммарного числа зубьев колеса и шестерни:
Фактическое передаточное число составит:
Отклонение фактического передаточного отношения от номинального не превышает 4% что является нормой.
6. Определение окончательных размеров колеса и шестерни.
Делительные диаметры составят:
Диаметры окружностей выступов составят:
Диаметры окружностей впадин составят:
Проверочный расчёт по межосевому расстоянию:
Проверочный расчёт подтвердил правильность предыдущих расчётов.
7. Проверочный расчёт на контактную выносливость.
В данной передаче возникает контактное напряжение равное:
8. Силы в зацеплении.
Окружная сила составит:
Радиальная сила составит:
Осевая сила составит:
9. Проверочный расчёт на изгибную выносливость.
Коэффициенты форма зуба в данной передаче для шестерни и колеса согласно таблице 2.10 [1]:
Напряжение изгиба в колесе данной передачи составит:
Проверочный расчёт показывает что и в колесе и в шестерне возникающие напряжения изгиба меньше предельно допустимых:
Расчет червячной передачи
1.Материалы червяка и колеса.
Так как выбор материала для колеса связан со скоростью скольжения то предварительно определяют ожидаемое ее значение мс:
Группа II – безоловянные бронзы и латуни принимают при скорости скольжения 2 - 5мс
Материал: ЛАЖМц66-6-3-2; способ отливки: центробежный;
2. Допускаемые напряжения.
2.1. Допускаемые контактные напряжения:
2.2. Допускаемые напряжения изгибавычисляют для материала зубьев колеса:
Суммарное число циклов перемены напряжений:
Коэф. эквивалентности при III режиме нагружения: =004
Эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса на весь срок службы передачи:
Коэффициент долговечности: =084
Исходное допускаемое напряжение изгиба материалов:
2.3. Определение допустимых напряжений.
При проверке намаксимальную статическую или единичную пиковую нагрузку для материалов:
3. Расчёт межосевого расстояния.
Расчётное межосевое расстояние составит:
=610 для эвольвентных червяков
- концентрации нагрузки при постоянной нагрузке=1
После округления полученное значение до стандартного ряда окончательное значения межосевого расстояния принимает следующее значение: .
4. Основные параметры передачи.
Число витков червяка зависит от передаточного числа:
принимаем из ряда стандартных значений -
Предварительные значения:
Модуль передачи: принимаем m=25мм
Коэф. диаметра червяка:что соответствует стандартному значению.
Угол подъема линии витка червяка:
на делительном цилиндре:
на начальном цилиндре:
Фактическое передаточное число:
Отклонение фактического передаточного отношения от номинального не превышает 5 процента что является нормой.
5. Размеры червяка и колеса.
Диаметр делительный червяка:
Диаметр вершин витков:
Длина нарезной части червяка:
что соответствует стандартной.
Диаметр делительный колеса:
Диаметр вершин зубьев:
Диаметр колеса наибольший:
k=2 для передач с эвольвентным червяком.
6. Проверочный расчет передачи на прочность.
Определяют скорость скольжения в зацеплении:
По полученному значению уточняют допускаемое напряжение
где для эвольвентных червяков;
Окружная скорость червячного колеса:
Коэф. концентрации нагрузки:
Коэф. деформации червяка:
Коэф. учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубьев червячного колеса и витков червяка:
где приведенный угол трения
Окружная сила на колесе равная осевой силе на червяке:
Окружная сила на червяке равная осевой силе на колесе:
9. Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба.
Расчетное напряжение изгиба:
коэф. формы зуба: K=1
Эскизная компоновка.
Т.к. на настоящем этапе расстояние между опорами неизвестны ориентировочно диаметр вала в опасном сечении определяется из условий прочности на кручение при пониженных допускаемых напряжениях.
где Т – крутящий момент Н×мм;
- допускаемое напряжение на кручение:
[1]= 22 25 - допускаемое напряжение на кручение для быстроходного вала;
[2]= 10 15 - допускаемое напряжение на кручение для промежуточного вала;
[3]= 20 22 - допускаемое напряжение на кручение для тихоходного вала.
1.1Быстроходный вал.
Диаметр вала под уплотнение.
dупл. = d1 + 2 4 мм = 26+2 4=19 30 мм
Принимаем dупл. =30 мм
Диаметр вала под подшипник качения.
dподш. = d1 + 2t =26+2*3=30 мм
Принимаем стандартное значение d=30мм
Для фиксации подшипника в осевом направлении увеличиваем диаметр вала
dподш. = dподш + 3r= 30+3*15=33 мм
Принимаем стандартное значение dподш. =34мм
1.2Промежуточный вал.
dупл. = d1 + 2 4 мм = 30+2 4=32 34 мм
Принимаем dупл. =35 мм
dподш. = d1 + 2t =30+2*35=40 мм
Принимаем стандартное значение d=40мм
dподш. = dподш + 3r= 40+3*2=44 мм
Принимаем стандартное значение dподш. =44мм
dупл. = d1 + 2 4 мм = 45+2 4=47 49 мм
Принимаем dупл. =50 мм
dподш. = d1 + 2t =45+2*4=55 мм
Принимаем стандартное значение d=55мм
dподш. = dподш + 3r= 55+3*3=60 мм
Принимаем стандартное значение dподш. =60мм
2 Расчёт валов на прочность и жесткость.
2.1. Быстроходный вал.
Определяем реакции опор в вертикальной плоскости yOz:
Находим реакции опор в плоскости xOz:
Для построения эпюр определяем размер изгибающих моментов в характерных сечениях АС и В:
Суммарный изгибающий момент и определяем напряжение изгиба в опасном сечение :
2.3.Промежуточный вал.
Находим реакции опор в горизонтальной плоскости плоскости xOz:
Для построения эпюр определяем размер изгибающих моментов в характерных сечениях.
Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений.
Для выходного конца быстроходного вала при по табл. П49 подбираем призматическую шпонку со скруглёнными торцами при . При из ряда по
СТ СЭВ 189-75 принимаем длину шпонки . Расчетная длина шпонки со скрученными торцами:
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице
Вычисляем расчетное напряжение смятия и сравниваем с допускаемым:
2. Промежуточный вал.
Для установки зубчатого колеса на вал с по табл. П49 подбираем призматическую шпонку со скруглёнными торцами при . При из ряда по
Для выходного конца тихоходного вала при по табл. П49 подбираем призматическую шпонку со скруглёнными торцами при . При из ряда по
Для вала под сталную ступицу червячного колеса при по табл. П49 подбираем призматическую шпонку со скруглёнными торцами при . При из ряда по СТ СЭВ 189-75 принимаем длину шпонки .
Расчетная длина шпонки со скрученными торцами:
Определение долговечности подшибников
Для прямозубой цилиндрической передачи предварительно подбираем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии.
Диаметр участка вала под подшипники качения dподш= 25 мм
Подбираем подшипники шариковые радиальные однорядные средней серии.
Подшипник 206 ГОСТ 8338-75.
d= 30мм D = 62 мм B = 15 мм r = 15
Грузоподъемность Сr = 281КН Сor=146КН
Выбираем однорядные роликовые конические подшипники
Диаметр участка вала под подшипники качения dподш. = 40мм
Подбираем роликовый конический однорядные повышенной грузоподьемности.
Подшипник 7208А ГОСТ 27365-87.
d= 40мм D = 80 мм B = 18 мм r = 2
Грузоподъемность Сr = 583 КН; Сor=40КН
Диаметр участка вала под подшипники качения dподш. = 55мм
Подшипник 7211А ГОСТ 27365-87.
d= 55мм D = 100 мм B = 23мм r = 25
Грузоподъемность Сr = 842 КН; Сor=610 КН
Конструктивные размеры корпуса и компоновка редуктора.
Редуктор проектируется с корпусом отлитым из серого чугуна СЧ20 ГОСТ 1412-85. Предусматривает разъемную конструкцию корпуса что обеспечивает удобство монтажа и демонтажа редуктора. Плоскость разъема совмещаем с плоскостью проведенной через ось тих. вала параллельно оси быстроходного вала.
Толщина стенок корпуса и крышки редуктора.
Толщина нижнего пояса крышки редуктора.
Толщина верхнего пояса корпуса редуктора
Толщина нижнего пояса корпуса редуктора
Толщина ребер корпуса и крышки редуктора
Диаметр фундаментных болтов.
Диаметр шпилек для крепления крышки редуктора к корпусу около подшипников
Диаметр шпилек для крепления крышки редуктора к корпусу
Диаметр болтов для крепления крышки редуктора к корпусу
Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия
Диаметр резьбы пробки для слива масла из картера редуктора
Ширина пояса соединения крышки и корпуса редуктора
Ширина нижнего корпуса редуктора
Зазор между внутренней боковой стенкой корпуса редуктора и торцом ступицы червячного колеса
Расстояние от оси червяка до верхний стенки корпуса редуктора
Растояние между внутренней стенкой картера редуктора и окружностью наибольшего диаметра червячного колеса
На быстроходный и тихоходный валы ориентировочно назначаем конические роликоподшипникисредней серии. По табл. П43 при получаем ;
Толщина крышки подшипника вместе с манжетным уплотнением
Определение положения точек приложения реакций подшипников и габаритных размеров редуктора:
а) расстояние между точками приложения реакций подшипников быстроходного вала принято и следовательно
б) для тихоходного вала
Для уменьшения потерь мощности на трение снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей их охлаждения и очистки от продуктов износа а также для предохранения от заедания задиров коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание поверхностей.
В машиностроении для смазывания зубчатых передач широко применяют так называемую картерную систему т.е. погружение движущегося колеса в масляную ванну с жидкой смазкой по ГОСТ 20799-75. Смазка должна быть жидкой чтобы обеспечилось её разбрызгивание в корпусе и образование там масляного тумана который необходим для непрерывного смазывания всех трущихся частей механической передачи.
Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин.
Принцип назначения сорта масла: чем выше окружная скорость колеса тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные напряжения в зацеплении тем большей вязкостью должно характеризоваться масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес [10 стр. 179].
При окружной скорости до 2-5 мс и контактных напряжениях Н =200-250 МПа рекомендуемая кинематическая вязкость масла 50 мм²с. Для редуктора принимаем масло И-Т-С-320 по ТУ 38 101413-78
Подшипники в рассматриваемом варианте оформления опор валов цилиндрических редукторов смазываем пластичным смазочным материалом закладываемым (при сборке узла) во внутреннюю полость стакана подшипников. Это обусловлено тем что в рассматриваемом случае величина окружной скорости колес (V 3 мс) не позволяет надежно смазывать эти подшипники конденсатом масляного тумана образующегося при разбрызгивании масла из масляной ванны картера погруженными в нее колесами редуктора.
Пластичные (мазеобразные) смазочные материалы представляют собой загущенные специальными загустителями жидкие масла с включением различных присадок.
Основными пластичными смазочными материалами применяемыми в подшипниковых узлах редукторов общего назначения в настоящее время являются Литол–24 ТУ 21150-75 (для работы в температурном интервале ( – 40 +130С) и ЦИАТИМ–201 ГОСТ 6267-74 (–60 +90С).
Применим в нашем случае Литол–24 ГОСТ 21150-75.
Подбор посадок основных деталей редуктора.
Выбор посадок на вал внутренних колец подшипников качения производим в соответствии с ГОСТ 3325 85 в зависимости от класса точности подшипников режимов их работы и вида нагружения колец подшипника.
Подшипники работают в режиме небольших нагрузок (работа с умеренными толчками) или средние нагрузки в условиях необходимости частого перемонтажа. При вращении вала внутреннее кольцо подшипника качения (при неподвижном наружном) подвергается циркуляционному нагружению. В этом случае его на вал устанавливают с натягом т.к. при установке циркуляционного нагруженного кольца с зазором происходит неизбежное проскальзование такого кольца по валу приводящее к обмятию и изнашиванию контактирующих поверхностей. В зависимости от режима работы и класса точности подшипника выбираем посадку на вал внутренних колец подшипников качения k6.
В зависимости от принятой степени точности изготовления зубчатых колес будет 6 квалитет точности (ГОСТ 2464381) изготовления посадочных мест вала.
При умеренной нагруженности (кр 15 МПа) и нереверсивной работе применяют посадки: H6 H7 H8 k7.
Посадку зубчатого колеса на консоль тихоходного вала осуществим по H7 k6.
Поле допуска на ширину «b» шпоночного паза в вале предназначенного под призматическую шпонку выбирают по ГОСТ 23360 – 78 в зависимости от характера шпоночного соединения и вида передаваемой им нагрузки. Для неподвижного соединения шпонки с валом при постоянном нагружении поле допуска на ширину паза вала назначают по N9. Крышки подшипников быстроходного и тихоходного узла устанавливаются по посадке H7
Перед сборкой внутреннюю часть корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом. Начинают сборку с того что на червячный вал надевают крыльчатки и подшипники предварительно нагрев их в масле до 80 100о С. Собранный червячный вал вставляют в корпус.
В начале сборки вала червячного колеса закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают роликовые конические подшипники нагретые в масле. Собранный вал укладывают в основании корпуса и надевают крышку покрывая предварительно поверхности стыка фланцев спиртовым лаком.
Для центровки крышку устанавливают на корпус с помощью двух конических штифтов и затягивают болты.
Закладывают в подшипниковые сквозные крышки резиновые манжеты и устанавливают крышку с прокладками.
Регулировку радиально-упорных подшипников производят набором тонких металлических прокладок устанавливаемых под фланцы крышек подшипников.
Для регулировки червячного зацепления необходимо весь комплект вала с червячным колесом смещать в осевом направлении до совпадения средней плоскости колеса с осью червяка. Этого добиваются переносом части прокладок с одной стороны корпуса в другую. Чтобы при этом сохранилась регулировка подшипников суммарная толщина прокладок должна быть неизменной.
Ввертываем пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель. Заливают в редуктор масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с отдушиной.
Собранный редуктор испытывают на стенде.
Список использованных источников
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин » - М. «Высшая школа» 2001г.-447 с.: ил.
Устюгов И. И. Детали машин: Учеб. пособие для учащихся техникумов.- 2-е изд. перераб. и доп.-М.: Высш. школа 1981.-399 с. ил.

list_normokontrolera.doc

ЛИСТ НОРМОКОНТРОЛЕРА
Лист является обязательным приложением к пояснительной записке дипломного (курсового) проекта.
Нормоконтролер имеет право возвращать документацию без рассмотрения в случаях:
-нарушения установленной комплектности
-отсутствия обязательных подписей
-нечеткого выполнения текстового и графического материала.
Устранение ошибок указанных нормоконтролером обязательно.
замечаний и предложений нормоконтролера по дипломному (курсовому) проекту студента
(группа инициалы фамилия)
Содержание замечаний и предложений со ссылкой на нормативный документ стандарт или типовую документацию
(подпись) (фамилия инициалы)

spetsifikatsia.docx

Пояснительная записка
Шпилька ГОСТ22032-76
АИР 90LB8715 ТУ16-525.564-84