• RU
  • icon На проверке: 2
Меню

Расчет привода подвесного конвейера с двухступенчатым цилиндрическим соосным редуктором

  • Добавлен: 24.01.2023
  • Размер: 1 MB
  • Закачек: 1
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Расчет привода подвесного конвейера с двухступенчатым цилиндрическим соосным редуктором

Состав проекта

icon
icon Деталировка.dwg
icon Содержание.docx
icon Общий вид.cdw
icon Спецификация сборочный.spw
icon Редуктор сборочный чертеж.cdw
icon Пояснительная записка.docx
icon Спецификация чертеж привода.spw
icon Титульники.doc

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon Деталировка.dwg

Деталировка.dwg
КП.ППК-1204.03.00.00
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71
* Размер для справок
Неуказанные предельные отклонения размеров валов
Направление линии зуба
Нормальный исходный
Коэффициент смещения
КП.ППК-1204.04.00.00
КП.ППК-1204.03.32.00
КП.ППК-1204.03.18.00
Неуказанные предельные отклонения размеров валов
Неуказанные радиусы закруглений 2 мм max
Неуказанные предельные отклонения размеров отверстий H14
КП.ППК-1204.03.27.00
Неуказанные радиусы закруглений 4 мм max
Формовочные уклоны 1°

icon Содержание.docx

Энергетический и кинематический расчет привода
Расчет открытой передачи .
Расчет тихоходной ступени редуктора ..
1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений ..
2 Проектировочный расчет ступени .
3 Проверочный расчет ступени по допускаемым напряжениям ..
4 Определение геометрических размеров элементов ступени
Расчет быстроходной ступени редуктора ..
1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений .
3 Проверочный расчет ступени по допускаемым напряжениям .
Предварительный расчет валов
Эскизная компоновка редуктора .
Определение реакций опор валов .
Уточненный расчет валов
Выбор и проверочный расчет подшипников ..
Выбор и проверочный расчет шпонок ..
Выбор и назначение допусков отклонений и посадок .

icon Общий вид.cdw

Общий вид.cdw
КП.ППК-1204.00.00.00.
Технческие требования
Допускаемая несоосность валов электродвигателя и редуктора
Радикальное смещение валов электродвигателя и редуктора не
Техническая характеристика
Тип электродвигателя 4A90L2Y3
Мощность электродвигателя 3000 кВт
Частота вращения вала электродвигателя 2840 обмин
Общее передаточное число привода 52
Угол наклона открытой передачи к горизонту 45
План размещения отверстий под фундаментные болты

icon Спецификация сборочный.spw

Спецификация сборочный.spw
КП.ППК-1204.03.00.00.
КП.ППК-1204.03.18.00
КП.ППК-1204.03.27.00
КП.ППК-1204.03.32.00
Винт М4 х 16 ГОСТ 1491-80
Штифт 8 х 30 ГОСТ 9464-79
Болт М10 х 75 ГОСТ 7796-70
Шайба 10 Н ГОСТ 6402-70
Гайка М10 ГОСТ 15521-70
Винт М5 х 16 ГОСТ 1491-80
Винт М6 х 18 ГОСТ 1491-80
Болт М10 х 38 ГОСТ 7796-70
Мaнжета 1-28 х 45-1 2
Мaнжета 1-38 х 58-1

icon Редуктор сборочный чертеж.cdw

Редуктор сборочный чертеж.cdw
КП.ППК-1204.03.00.00.
Технические требования
Необработанные поверхности литых деталей
красить маслостойкой краской
Плоскость разъема при сборке покрыть тонким слоем герметика
Техническая характеристика
Вращающий момент на тихоходном валу 122
Чачтота вращения тихоходного вала 163
Передаточное число редуктора 17

icon Пояснительная записка.docx

В данном курсовом проекте разрабатывается привод подвесного конвейера состоящего из основных рабочих единиц: электродвигателя муфты соосного цилиндрического редуктора открытой клиноременной передачи и приводного вала.
Подвесной конвейер служит для непрерывного транспортирования штучных грузов по замкнутому контуру сложной в большинстве случаев пространственной трассы. Подвесным он называется потому что грузы размещаются на подвесках или в коробах подвешенных к кареткам или тележкам движущимся по подвесному пути.
Энергетический и кинематический расчет привода
Частота вращения выходного вала обмин
где v – скорость движения цепи мс;
t – шаг тяговой цепи м;
z – число зубьев тяговой звездочки
Потребная мощность электродвигателя Вт
где - общий КПД привода
где 1 – КПД муфты [1 с. 36] 1=099;
– КПД зубчатой быстроходной ступени [1 с. 36] 2=097;
– КПД зубчатой тихоходной ступени [1 с. 36] 3=097;
– КПД открытой клиноременной передачи [1 с. 36] 4=095;
– КПД в парах подшипников [1 с. 36] 5=099
Ориентировочное значение передаточного числа привода
где uб.х. – передаточное число быстроходной косозубой цилиндрической ступени [1 с. 34] uб.х=475;
uт.х. – передаточное число тихоходной цилиндрической ступени [1 с. 34] uт.х=375;
uо.п. – передаточное число открытой клиноременной передачи [1 с. 36] uо.п.=3
Ориентировочное значение частоты вращения двигателя обмин
где nвых – частота вращения выходного вала обмин;
uориент – ориентировочное значение передаточного числа привода
Используя полученные данные принимаем электродвигатель серии 4A90L2Y3 с синхронной частотой вращения =2840 обмин и мощностью Pэд=3 кВт [1 с.350].
Общее уточненное передаточное число привода
где - синхронная частота вращения электродвигателя
Принимаем передаточное отношение открытой передачи uоп=3 [1с. 36 табл 4.2].
Передаточное число редуктора
Зная передаточное число редуктора можно определить передаточные числа быстроходной и тихоходной ступеней [1 с. 34].
Передаточное число тихоходной ступени
Передаточное число быстроходной ступени
Мощность на быстроходном валу привода [1 с.39] Вт
Мощность на промежуточном валу привода [1 с.39] Вт
Мощность на тихоходном валу привода [1 с.39] Вт
Частота вращения быстроходного вала привода [1 с.38] обмин
Частота вращения промежуточного вала привода [1 с.38] обмин
Частота вращения тихоходного вала привода [1 с.38] обмин
Крутящий момент на быстроходном валу привода [1 с.39] Н·м
Крутящий момент на промежуточном валу привода [1 с.39] Н·м
Крутящий момент на тихоходном валу привода [1 с.39] Н·м
Вычисленные данные представим в виде таблицы 1.
Таблица 1 – Основные параметры редуктора
Мощность на валу Pi Вт
Частота вращения вала ni обмин
Крутящий момент на валу T Н·м
Расчет открытой передачи
Выполним расчет клиноременной передачи с узким сечением ремня по методике изложенной в [2 с.7-12].
Предварительно по значению крутящего момента T1=TI=12242 Н·м назначаем клиновой кордшнуровый ремень сечения УА (узкое сечение по ТУ 38-40534).
Диаметр ведущего шкива мм
где C – коэффициент пропорциональности для ремней узкого сечения C=20
Полученное значение диаметра округляем до ближайшего значения из ряда стандартных значений и принимаем D1=100 мм.
Диаметр ведомого шкива мм
где – коэффициент упругого скольжения =001 0015
Полученное значение диаметра округляем до ближайшего значения из ряда стандартных значений и принимаем D2=280 мм.
Фактическое передаточное число передачи
Отклонение от расчетного значения
Межосевое расстояние мм
где h – высота ремня h=10 мм
За расчетное примем значение из полученного диапазона a=490 мм.
Полученное значение округляем до ближайшего стандартного по ГОСТ 1284.1-80 и принимаем окончательно l=1600 мм или 16 м.
По принятой длине уточняем межосевое расстояние мм
Правильность выбора межосевого расстояния проверим расчетом угла обхвата ремнем малого шкива по условию
Условие выполняется значит межосевое расстояние определено верно.
где n1 – частота вращения ведущего шкива n1=16328 обмин
Скорость ремня не превышает допустимое значение [v]=40 мс.
Требуемое количество ремней
где P1 – мощность на ведущем валу передачи P1= PIII=2093 кВт;
Kд – коэффициент динамической нагрузки Kд=110;
Kα – коэффициент угла обхвата на малом шкиве Kα=0948;
P0 – допускаемая мощность на один ремень P0=0177 кВт
Полученное значение z округляем в большую сторону до целого и принимаем z=14. Данное значение не соответствует допускаемому z8 поэтому выберем большее сечение ремня.
Назначаем клиновой кордшнуровый ремень сечения УБ (узкое сечение по ТУ 38-40534). Принимаем диаметр ведущего шкива согласно рекомендациям для данного сечения D1=140 мм.
Диаметр ведомого шкива по формуле (2.2) мм
Полученное значение диаметра округляем до ближайшего значения из ряда стандартных значений и принимаем D2=400 мм.
Фактическое передаточное число передачи по формуле (2.3)
Отклонение от расчетного значения по формуле (2.4)
Полученное значение погрешности не превышает допускаемые 4%.
Межосевое расстояние по формуле (2.5) мм
За расчетное примем значение из полученного диапазона a=700 мм.
Длина ремня по формуле (2.6) мм
Полученное значение округляем до ближайшего стандартного по ГОСТ 1284.1-80 и принимаем окончательно l=2240 мм или 224 м.
Уточненное межосевое расстояние по формуле (2.7) мм
Правильность выбора межосевого расстояния расчетом угла обхвата ремнем малого шкива по условию (2.8)
Скорость ремня по формуле (2.9) мс
Требуемое количество ремней по формуле (2.10) при Kα=0945 и P0=0247 кВт
Полученное значение z округляем в большую сторону до целого и окончательно принимаем z=10.
Проверим ремень на долговечность по числу пробегов за 1 с по условию
где v – скорость ремня мс;
Условие выполняется.
Проверка по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви по условию МПа
где 0 – начальное напряжение ремня 0=16 МПа;
Ft – окружная сила передаваемая ремнем Н
F – площадь поперечного сечения ремня F=159 мм2;
Eи – модуль продольной упругости при изгибе Eи=80 МПа;
h – высота поперечного сечения ремня h=13 мм;
D1 – диаметр шкива D1=140 мм;
ρ – плотность материала ремня ρ=1250 кгм3;
v – скорость ремня определенная по формуле (2.9)
Условие (2.14) соблюдается.
Усилие действующее на вал Н
Размеры шкивов клиноременной передачи определим в зависимости от сечения ремня [2 с.19-23].
Ширина канавки на наружном диаметре мм
где ap – ширина канавки по нейтральной линии ремня ap = 14 мм;
φ – угол профиля канавки φ1 = 34° (ведущего шкива) и φ2 = 40° (ведомого шкива)
Внутренний диаметр мм
где e – глубина канавки шкива e = 21 мм
где d – диаметр вала на который устанавливается шкив d1 = 30 мм (ведущего шкива) и d2 = 53 мм (ведомого шкива)
Диаметр ступицы чугунного шкива мм
Расчет тихоходной ступени редуктора
Расчет тихоходной ступени редуктора выполним в соответствии с методикой изложенной в [1 с.43-55].
1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений
Чтобы спроектировать редуктор недорогой и небольших габаритов выбираем для изготовления колеса и шестерни сравнительно недорогую легированную сталь 40Х которая относится к группе материалов с твердостью HB ≤ 350. Такая твердость позволяет производить чистовое нарезание зубьев после термообработки.
Назначаем для колеса термообработку: улучшение 250НВ в=850 МПа т=550 МПа. Термообработка шестерни тихоходной ступени – улучшение 270 НВ в=950 МПа т=700 МПа. Твердость шестерни назначается больше твердости колеса для обеспечения лучшей приработки зубьев.
Предел контактной выносливости МПа
Количество циклов при котором наступает усталость [1 с.41]: колеса NH0=15·107 циклов; шестерни NH0=23·107 циклов.
Расчетное число циклов напряжений при постоянном режиме нагрузки:
где n – частота вращения колеса nII = 64693 обмин nIII = 16328 обмин;
t – суммарный срок службы t = 27000 часов;
с – число зацеплений зуба за один оборот колеса
Коэффициент долговечности
Так как значение NHE2 = 2645·107 наименьшее из значений расчетного числа циклов напряжений то принимаем для всех ступеней KHL = 1.
Допускаемые контактные напряжения МПа
За расчетное принимаем значение [H] = 51818 МПа.
Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба МПа
Принимаем для всех ступеней KFL = 1.
Допускаемые напряжения изгиба МПа
где SF – коэффициент безопасности SF = 175;
KFC – коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки при односторонней нагрузке KFC = 1
Предельные контактные напряжения МПа
Предельные напряжения изгиба МПа
2 Проектировочный расчет ступени
Межосевое расстояние м
где u – передаточное отношение второй ступени u = 396;
Eпр – приведенный модуль упругости
где E12 = 21·1011 Па
T2 – крутящий момент на выходном валу редуктора T2 = TIII = 12242 Н·м;
KH – коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по контактным напряжениям KH = 108;
ba – коэффициент ширины колеса ba = 04
bd – коэффициент учитывающий влияние ширины колеса
Принимаем aw2 = 105 мм.
Принимаем стандартное значение модуля m = 2 мм.
Суммарное число зубьев
Число зубьев шестерни
Фактическое передаточное отношение тихоходной ступени
Фактическое передаточное отношение быстроходной ступени
Делительные диаметры шестерни и колеса
3 Проверочный расчет ступени по допускаемым напряжениям
Проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям.
Контактные напряжения МПа
где T1 – крутящий момент на промежуточном валу T1 = TII = 3217 Н·м;
KH – коэффициент расчетной нагрузки при расчетах по контактным напряжениям
где KH – коэффициент концентрации нагрузки KH = 108;
KHv – коэффициент динамической нагрузки зависящий от степени точности изготовления передачи и от v2 для 9-й степени точности и v2 = 143 KHv = 11
v – окружная скорость
αw – угол зацепления или угол профиля начальный αw = 20°;
Расхождение значений H и [H]
Так как расхождение значений H и [H] превышает допустимые 4% то сблизим эти значения путем изменения ширины колеса по условию
Контактные напряжения с учетом уточненного значения ширины колеса по формуле (3.21)
Расхождение значений H и [H] по формуле (3.24)
Полученное значение расхождения не превышает допускаемые 4%.
Проверочный расчет по напряжениям изгиба.
Напряжения изгиба МПа
где YF – коэффициент формы зуба шестерни и колеса YF1 = 41 YF2 = 372;
Ft – окружная сила Н
KF – коэффициент расчетной нагрузки при определении напряжений изгиба
где KF – коэффициент концентрации нагрузки KF = 121;
KFv – коэффициент динамической нагрузки KFv = 121
Расчет выполняем по тому из колес пары у которого меньше значение . Так как значение то расчет выполняем по шестерне.
Для данной пары колес основным критерием работоспособности является контактная прочность а не изгибная.
Проверочный расчет на заданную перегрузку.
где H F – расчетные напряжения;
Условия прочности соблюдаются.
4 Определение геометрических размеров элементов ступени
Определение геометрических размеров элементов ступени будем вести в соответствии с методикой изложенной в [4 с. 62-64].
Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса мм
Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса мм
Так как диаметр шестерни da1 2·dпо то изготавливаем вал шестерню.
Длина посадочного отверстия мм
где dпо2 – диаметр посадочного отверстия колеса dпо2 = 50 мм
Ширина торца зубчатого венца мм
Чтобы уменьшить объем точной обработки резанием на диске колеса выполним выточки шириной 2 мм. На торцах зубчатого венца шестерни выполним фаску f = 1 мм колеса f = 2 мм. Фаски выполняем под углом 45°.
Острые кромки на торцах ступицы также притупляем фасками.
Расчет быстроходной ступени редуктора
Расчет быстроходной ступени редуктора выполним в соответствии с методикой изложенной в [1 с. 43-49 56-59].
В качестве материала для изготовления элементов быстроходной ступени как и для тихоходной ступени примем легированную сталь 40Х.
Назначаем для колеса термообработку: улучшение 250 НВ в = 850 МПа т = 550 МПа. В косозубых передачах зубья шестерен целесообразно выполнять с твердостью значительно превышающей твердость зубьев колеса поэтому термообработка шестерни тихоходной ступени – азотирование 58 НRC сердцевины 28 НRC в = 1000 МПа т = 800 МПа.
Количество циклов при котором наступает усталость [1 с.41]: колеса NH0=15·107 циклов; шестерни NH0=115·107 циклов.
где n – частота вращения колеса nII = 64693 обмин nI = 2840 обмин;
За расчетное для быстроходной ступени принимаем значение
Так как редуктор соосный то межосевое расстояние для двух ступеней будет одинаковым aw = 105 мм.
Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния
Принимаем ba = 025 в соответствии с рекомендациями [1 с. 50 табл. 4.6].
Принимаем стандартное значение модуля m = 15 мм.
Принимаем суммарное число зубьев zΣ = 137.
Принимаем количество зубьев шестерни z1 = 26.
Фактическое передаточное число быстроходной ступени
Уточненное значение угла наклона зуба
Делительные диаметры шестерни и колеса мм
Проверочный расчет прочности зубьев по контактным напряжениям.
где ZH – коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям
где KHα – коэффициент неравномерности нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев KHα = 110;
α – коэффициент торцового перекрытия
KH – коэффициент расчетной нагрузки
где KHv – коэффициент динамической нагрузки KHv = 106;
KH – коэффициент концентрации нагрузки KH = 104
Проверочный расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба.
где YF – коэффициент формы зуба шестерни и колеса определяется в зависимости от zv
Расчет выполняем по тому из колес пары у которого меньше значение . Так как значение то расчет выполняем по колесу.
ZF – коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба
где KFα – коэффициент неравномерности нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев ;
Y коэффициент учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии к основанию и неравномерного распределения нагрузки
KF – коэффициент расчетной нагрузки при расчетах по напряжению изгиба
Для первой ступени основным критерием работоспособности является контактная а не изгибная прочность.
где dпо2 – диаметр посадочного отверстия колеса dпо2 = 24 мм
Чтобы уменьшить объем точной обработки резанием на диске колеса выполним выточки шириной 1 мм. На торцах зубчатого венца шестерни выполним фаску f = 09 мм колеса f = 09 мм. Фаски выполняем под углом 20°.
Предварительный расчет валов
Предварительный расчет валов будем вести в соответствии с методикой изложенной в [4 с. 42-45].
Предварительные значения диаметров быстроходного вала.
где TБ – крутящий момент на быстроходном валу TБ = TI = 763 Н·м
Так как быстроходный вал соединяется с валом электродвигателя посредством муфты то необходимо согласовать диаметр вала с посадочным диаметром муфты. Принимаем диаметр равным d = 20 мм.
Диаметр под подшипник мм
где tцил – высота заплечика цилиндрического конца вала tцил = 3 мм
Принимаем стандартное значение диаметра под подшипник dП = 30 мм.
Диаметр буртика подшипника мм
где r – координата фаски подшипника r = 15
Принимаем значение dБП=35мм в соответствии с рядом нормальных линейных размеров Ra40 ГОСТ 6636-69 [1 с. 349].
Предварительные значения диаметров промежуточного вала.
Диаметр под колесо мм
где TПР – крутящий момент на промежуточном валу TПР = TII = 3217 Н·м
Принимаем значение dК = 24 мм.
Диаметр буртика колеса мм
где f – размер фаски колеса f = 18 мм
Принимаем значение диаметра под подшипник dП = 17 мм.
Принимаем значение буртика подшипника dБП = 24 мм.
Предварительные значения диаметров тихоходного вала.
где TТ – крутящий момент на тихоходном валу TТ = TIII = 12242 Н·м
Принимаем значение диаметра d = 20 мм.
Принимаем стандартное значение диаметра под подшипник dП = 40 мм.
Принимаем значение dБП=50мм. Значение диаметра под тихоходное колесо примем dК = dБП=50мм.
Эскизная компоновка редуктора
Выполнение компоновочного чертежа редуктора начинаем с вычерчивания межосевого расстояния aw=105 мм. Проводим линии делительных диаметров d1 и диаметры вершин зубьев da1 и линии ограничивающие ширину шестерни b1 и колеса b2.
Расстояние от поверхности колес до внутренней стенки редуктора [4 с.45] мм
где L – расстояние между внешними поверхностями деталей передач L = 2776 мм
Принимаем расстояние a = 10 мм.
Изначально принимаем подшипники легкой серии. Будем использовать радиальные однорядные шарикоподшипники ГОСТ 8338-75. На быстроходном валу устанавливаем подшипник 206 шириной B1=16 мм. На промежуточном валу – подшипник 203. На тихоходном валу устанавливаем подшипник 208 шириной B2=18 мм.
Расстояние между торцовыми поверхностями шестерни быстроходной ступени и колеса тихоходной ступени [4 с.45] мм
Толщину стенки и ширину фланца корпуса W согласно рекомендациям [1 с.84] принимаем равными = 8 мм W = 35 мм.
Размеры крышек подшипников устанавливаем в зависимости от D отверстия в корпусе под подшипник [1 с. 84].
Крышка подшипника быстроходного вала.
Для диаметра отверстия в корпусе D = 62 мм = 5 мм d = 6 мм z = 4.
Диаметр фланца крышки мм
Толщина ножки крышки мм
Крышка подшипника промежуточного вала.
Для диаметра отверстия в корпусе D = 40 мм = 5 мм d = 6 мм z = 4.
Крышка подшипника тихоходного вала.
Для диаметра отверстия в корпусе D = 80 мм = 6 мм d = 8 мм z = 4.
На концах быстроходного и тихоходного валов после подшипника делаем ступеньку под уплотнительную манжету. На быстроходном валу диаметр под уплотнительную манжету 28 мм на тихоходном 38 мм [4 с. 430].
Определение реакций опор валов
Определение реакций опор будем вести в соответствии с методикой изложенной в [1 с.100-112].
Расчет быстроходного вала.
Рисунок 1 – Расчетная схема быстроходного вала с эпюрами моментов
Сила возникающая от несоосности валов Н
Момент возникающий от осевой силы Н·м
Реакции опор определим через уравнения моментов.
Определение реакций опор в горизонтальной плоскости.
Определение реакций опор в вертикальной плоскости.
Эпюра изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.
Эпюра изгибающих моментов в вертикальной плоскости.
Суммарная эпюра изгибающих моментов.
Расчет промежуточного вала.
Рисунок 2 - Расчетная схема промежуточного вала с эпюрами моментов
Расчет тихоходного вала.
Рисунок 3 - Расчетная схема тихоходного вала с эпюрами моментов
Сила действующая со стороны открытой передачи на вал Н
Уточненный расчет валов
Уточненный расчет валов будем вести по методике изложенной в [1 с. 119-121].
Уточненный расчет быстроходного вала.
Так как быстроходный вал является валом-шестерней то материал вала принимаем такой же как и материал шестерни: сталь 40Х азотированная В = 1000 МПа Т = 800 МПа. Опасное сечение – в опоре подшипника.
Запас усталостной прочности в опасном сечении
где S и S – коэффициенты запаса усталостной прочности вала (запас сопротивления усталости) соответственно по изгибу и кручению (нормальным и касательным напряжениям)
где -1 и -1 – пределы усталости
K K – коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении K = 360 K = 250;
Kd – масштабный фактор Kd = 072;
KF – коэффициент влияния шероховатости поверхности KF = 10;
и – коэффициенты корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости = 015 = 01;
a и a – амплитуды переменных составляющих циклов напряжений собственного изгиба и кручения
Т и Т – постоянно составляющие Т = 0 Т = a
где Wос – осевой момент сопротивления сечения вала
Wр – полярный момент сопротивления сечения вала
Полученное значение превышает допускаемое. Так как на выходном конце быстроходного вала находится муфта то оставляем вал без изменений.
Уточненный расчет промежуточного вала.
Промежуточный вал также является валом-шестерней. Материал вала принимаем такой же как и материал шестерни: сталь 40Х улучшенная В = 950 МПа Т = 700 МПа. Опасное сечение – на тихоходной шестерне.
K K – коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении K = 1 K = 1;
Kd – масштабный фактор Kd = 066;
KF – коэффициент влияния шероховатости поверхности KF = 09;
Полученное значение превышает допускаемое. Так как опасное сечение находится на шестерне то при изменении диаметров вала диаметр шестерни остается неизменным. Принимаем данные значения диаметров вала.
Уточненный расчет тихоходного вала.
В качестве материала вала принимаем сталь 45 улучшенная В = 750 МПа Т = 450 МПа. Опасное сечение – в опоре подшипника.
K K – коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении K = 24 K = 18;
Kd – масштабный фактор Kd = 077;
и – коэффициенты корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости = 01 = 005;
Полученное значение входит в допускаемый предел. Условие выполняется.
Выбор и проверочный расчет подшипников
Расчет подшипников качения будем производить по методике изложенной в [1 с. 127-130].
Расчет подшипников на быстроходном валу.
Для быстроходного вала принимаем роликоподшипники радиально-упорные конические однорядные 7206 ГОСТ 27365-87.
Расчет производим по условию
где C – паспортная динамическая грузоподъемность Н;
Cр – расчетная динамическая грузоподъемность Н
где L – долговечность подшипника L = NHE1 = 4600 млн об;
P – эквивалентная динамическая нагрузка
где V – коэффициент вращения V = 1;
Fr и Fa – радиальная и осевая нагрузки на подшипник Fr = 58258 Н Fa = 8060 Н;
X и Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок X = 1 Y = 0;
K – динамический коэффициент K = 1;
Kт – температурный коэффициент Kт = 1
Полученное значение не превышает паспортного следовательно данный подшипник подходит.
Расчет подшипников на промежуточном валу.
Для промежуточного вала принимаем роликоподшипники радиально-упорные конические однорядные 7203 ГОСТ 27365-87.
где L – долговечность подшипника L = NHE1 = 1048 млн об;
Fr и Fa – радиальная и осевая нагрузки на подшипник Fr = 104679 Н Fa = 7966Н;
K – динамический коэффициент K = 14
Расчет подшипников на тихоходном валу.
Для тихоходного вала принимаем шарикоподшипники радиальные однорядные 208 ГОСТ 8338-75.
где L – долговечность подшипника L = NHE2 = 2645 млн об;
Fr и Fa – радиальная и осевая нагрузки на подшипник Fr = 725798 Н Fa = 0 Н;
Полученное значение превышает паспортное следовательно данный подшипник не подходит. Для данного вала примем роликоподшипник конический однорядный повышенной грузоподъемности 7308А ГОСТ27365-87.
Условие выполняется значит принимаем данный подшипник.
Выбор и проверочный расчет шпонок
Расчет шпонок будем выполнять в соответствии с методикой изложенной в [1 с. 93-95].
На быстроходном валу принимаем шпонку 6х6х32 ГОСТ 23360-78.
где T – передаваемый крутящий момент T = TI = 763 Н·м;
d – диаметр вала d = 0020 м;
h – высота шпонки h = 0006 м;
t1 – глубина паза вала t1 = 00035 м;
[см] – допускаемое напряжение смятия для стальной ступицы [см] = 100-120 МПа
На промежуточном валу принимаем шпонку 8х7х32 ГОСТ 23360-78.
где T – передаваемый крутящий момент T = TII = 3217 Н·м;
d – диаметр вала d = 0024 м;
h – высота шпонки h = 0007 м;
t1 – глубина паза вала t1 = 0004 м;
На тихоходном валу под колесом принимаем шпонку 14х9х70 ГОСТ 23360-78.
где T – передаваемый крутящий момент T = TIII = 12242 Н·м;
d – диаметр вала d = 0050 м;
h – высота шпонки h = 0009 м;
t1 – глубина паза вала t1 = 00055 м;
Шпонка под шкив открытой передачи – 8х7х45 ГОСТ 23360-78.
d – диаметр вала d = 0030 м;
[см] – допускаемое напряжение смятия для чугунного шкива [см] = 60 МПа
Так как условие не выполняется то принимаем 2 симметрично расположенные шпонки 8х7х45 ГОСТ 23360-78.
Размеры муфт зависят от величины передаваемого крутящего момента. При подборе стандартных муфт учитывают также диаметр концов валов которые они должны соединять.
Для соединения диаметра вала электродвигателя с редуктором на быстроходный вал ставим муфту упругую втулочно-пальцевую 63-50-1-36-2 ГОСТ 21424-93 с крутящим моментом T = 63 Н·м [5 с. 252].
Выбор и назначение допусков отклонений и посадок
На всех соединениях сборочных чертежей должны быть поставлены посадки которые выставляют в зависимости от условий работы и назначения механизма их точности условий сборки.
Согласно рекомендациям принимаем посадки:
– внутреннего кольца подшипника ведущего вала 30
– внутреннего кольца подшипника промежуточного вала 55
– внутреннего кольца подшипника ведомого вала 60
– зубчатое колесо тихоходной ступени на вал 88 Н8;
– зубчатое колесо быстроходной ступени на вал 59 Н7
– распорной втулки на промежуточный вал 55 Н9
– распорной втулки на ведомый вал 60 Н9
– наружные кольца подшипников с корпусом редуктора 80 Н7 100 Н7 180 Н7;
– на валах под манжетные уплотнения h8
– крышек подшипников H7h8.
В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяется наиболее простой способ — погружение зубчатых колес в ванну с жидким маслом так называемая картерная смазка.
В качестве смазывающего материала примем индустриальное масло И-Л-В-46 с кинематической вязкостью 59сСт.
Перед сборкой внутреннею полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора начиная с узлов вала:
- на ведомый вал насаживают маслоудерживающие кольца и шарикоподшипники предварительно нагретых в масле до 80-100 С;
- в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала затем надевают распорную втулку маслоудерживающее кольцо и устанавливают шарикоподшипники нагретые в масле;
- сборку промежуточного вала производят аналогично.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса покрывают предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком.
Для центровки устанавливают крышку на корпусе с помощью двух конических штифтов затягивают болты крепящие крышку к корпусу.
После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку ставят крышку подшипников с комплектом металлических прокладок регулируют тепловые зазоры. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают сальниковые уплотнения. Проверяют проварачиваемость валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки винтами.
Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку устанавливают шкив и закрепляют ее торцевым креплением. Винт торцевого крепления стопорят специальной планкой.
Затем ввинчивают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловой маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой закрепляют болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям на стенде по программе установленным техническими условиями.
Врублевская В.И Врублевский В.Б. «Детали машин и основы конструирования. Курсовое проектирование» учебное пособие – Гомель: УО «БелГУТ» 2006. – 433 с.
Довгяло В.А Шебзухов Ю.А. «Расчет открытых передач с гибкой связью» учеб.-метод. пособие по выполнению контрольных работ курсовых и дипломных проектов – Гомель: БелГУТ 2010. – 66 с.
Кузьмин А.В Марон Ф.Л. «Справочник по расчетам механизмов подъемно-транспортных машин» – Мн: Выш. шк. 1983. – 350 с.
Дунаев П.Ф Лелеиков О.П. «Конструирование узлов и деталей машин» учеб. пособие для техн. спец. вузов. – М.:Высш. Шк. 1998. – 447 с.
Курмаз Л.В Скойбеда А.Т. «Детали машин. Проектирование: учебно-методическое пособие» – М.: Высш. шк. 2005. – 309 с.

icon Спецификация чертеж привода.spw

Спецификация чертеж привода.spw
КП.ППК-1204.00.00.00.
Пояснительная записка
КП.ППК-1204.03.00.00.
Редуктор цилиндрический
КП.ППК-1204.04.00.00
Электродвигатель 4A90L2Y3
Ремень клиновой УБ - 2240
Гайка 2 М16 ГОСТ 15526-70
Шайба 16 ГОСТ 10906-78
Гайка 2 М10 ГОСТ 15526-70
Шайба 10 ГОСТ 10906-78

icon Титульники.doc

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ
УЧРЕЖДЕНИЕ ОБРАЗОВАНИЯ
БЕЛОРУССКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ТРАНСПОРТА
Кафедра «Детали машин путевые и строительные машины»
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ ПО ДИСЦИПЛИНЕ:
«ДЕТАЛИ МАШИН И ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ»
ассистент студент группы МС-31
Шебзухов Ю.А Грабок К.А.
РАСЧЕТ ПРИВОДА ПОДВЕСНОГО КОНВЕЙЕРА
студент группы МС-31

Рекомендуемые чертежи

Свободное скачивание на сегодня

Обновление через: 22 часа 52 минуты
up Наверх