Автор работы: Пользователь скрыл имя, 04 Октября 2011 в 10:12, курсовая работа
Создание машин, отвечающих потребностям промышленности, должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие технико-экономические и эксплуатационные показатели.
Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.
Аннотация (реферат)
Содержание
Введение.
1.Раздел. Техническое задание.
1.1.Исходные данные.
1.2. Кинематическая схема
1.3.Условия эксплуатации машинного агрегата.
1.4.Срок службы приводного устройства.
2.Раздел. Эскизный проект.
2.1.Выбор двигателя. Кинематический расчет привода.
2.2.Выбор материала зубчатой (червячной) передачи.
Определение допускаемых напряжений.
2.3.Расчет зубчатой (червячной) передачи редуктора.
2.4.Расчет открытой передачи и муфт.
2.5.Нагрузки валов редуктора.
2.6.Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора.
2.7.Определение реакций в подшипниках.
Построение эпюр моментов.
2.8 Проверочный расчет подшипников.
2.9. Расчет шпоночного соединения.
3.Раздел. Технический проект.
3.1.Выбор смазочных материалов и описание системы
смазки зубчатых зацеплений и подшипников.
3.2.Выбор посадок для зубчатых зацеплений и подшипников.
3.3.Краткое описание процесса сборки редуктора.
Заключение.
Список литературы.
Допускаемая недогрузка передачи (Gн < [G ]н) не более 10% и перегрузка (Gн>[G]H) до 5%.
Условие выполняется
Вывод: Данные расчётов сводим в таблицу 7.
Таблица 7
Параметры зубчатой конической передачи, мм
| Проектный расчет | ||||||
| Параметр | Значение | Параметр | Значение | |||
| Внешнее конусное расстояние Re | 193,88 |
Внешний
делительный диаметр: шестерни del
колеса de2 |
78,65 378,95 | |||
| Внешний окружной модуль me | 7,15 | |||||
| Ширина зубчатого венца b |
56 | Внешний
диаметр окружности вершин:
шестерни dael колеса dae2 |
100,51 380,23 | |||
| Число
зубьев: шестерни z1
колеса z2 |
11
53 | |||||
| Внешний диаметр окружности впадин: шестерни dfel колеса dfe2 |
67,68 380,90 | |||||
| Вид зубьев | Прямозубая | |||||
| Угол делительного конуса: шестерни δ1 колеса δ2 |
11,98672 78,01328 |
Средний
делительный диаметр: шестерни dl
колеса d2 |
68,818 331,58 | |||
Проверочный расчет
| Параметр | Допускаемые значения | Расчетные значения | Примечание |
| Контактные напряжения GH Н/мм2 | 835 |
16,75 |
2.4.2. Определение расчетного момента и выбор муфт.
В проектируемых приводах применены компенсирующие разъемные муфты нерасцепляемого класса в стандартном исполнении.
Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного вала редуктора, установленных, как правило, на общей раме, применены упругие втулочно-пальцевые муфты и муфты со звездочкой. Эти муфты обладают достаточными упругими свойствами и малым моментом инерции для уменьшения пусковых нагрузок на соединяемые валы [(1) стр. 400 табл. К21, К23] смотри приложение.
Для соединения выходных концов тихоходного вала редуктора и приводного вала рабочей машины применены цепные муфты и муфты с шарообразной оболочкой.
Эти муфты обладают достаточной податливостью, позволяющей компенсировать значительную несоосность валов. Кроме того, к ним не предъявляются требования малого момента инерции [(1) стр. 406 табл. К25, К26] смотри приложение.
Основной характеристикой для выбора муфты является номинальные вращающий момент Т. Н×м, установленный стандартом [(1) стр. 400 табл. К21, К26] смотри приложение. Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту Тр, который
Тр=Кр Т1 ≤ Т
Где Кр—коэффициент
режима нагрузки, [(1) стр. 237 табл. 10.26]
Т2—вращающий момент на валу, Н×м.
Таблица
8.
Значения коэффициента режима нагрузки
| Тип машины | Кр |
| Конвейеры
ленточные
Конвейеры винтовые, цепные, скребковые Краны, лебедки, элеваторы |
1,23... 1,50
1.5...2.0 2,0...3,0 |
Исходя из справочных данных [1.стр.406 табл.К25] принимаем муфта упругая втулочно-пальцевая ГОСТ 21424-75
Муфты выбираются по большому диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту Тр, который должен быть в пределах номинального:
Тр=Кр Т1 ≤ Т
Где Кр—коэффициент режима нагрузки, Кр=1,25….3, принимаем Кр=1,5.
Т1—вращающий момент на валу, Т1=119,63 Н×м.
Тр=2×119,63=239,26 Н×м
Вывод: для привода рабочего органа пластинчатого двухпоточного конвейера принимаем муфту упругую втулочно-пальцевая 250-32-I. 1-40-II. 2-У3 ГОСТ 21424-75 с номинальным вращающим моментом Т=250 Н×м.
| Рис 3 Муфта упругая втулочно-пальцевая . |
2.5 Нагрузка валов редукторов
Редукторные валы испытывают два вида деформации—изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба вала вызывается силами в зубчатом (червячном) зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытый передач и муфт.
В проектируемых приводах конструируются цилиндрические косозубые редукторы с углом наклона зуба β = 8... 16°, конические редукторы с круговым зубом —β = 35°, червячные редукторы с углом профиля в осевом сечении червяка
2 α = 40˚. Угол зацепления принят α = 20°.
Цилиндрическая косозубая передача
Окружная сила зацепления:
на шестерни Ft1=Ft2
на колесе
Радиальная сила зацепления:
на шестерни Fr1=Fr2
на колесе
Осевая сила зацепления:
на шестерни Fа1=Fа2
на колесе
2.5.2 Определение консольных сил
В
проектируемых приводах конструируются
открытые зубчатые цилиндрические и конические
передачи с прямыми зубьями, а также ременные
и цепные передачи, определяющие консольную
нагрузку на выходные концы валов. Кроме
того, консольная нагрузка вызывается
муфтами, соединяющими двигатель с редуктором
или редуктор с рабочей машиной.
Муфта
На
быстроходном валу
| |
Схема сил в зацеплении
косозубой передачи
2.6. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ.
ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
1. Выбор материала валов
В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные марки стали 45, 40Х.
2. Выбор допускаемых напряжений на кручение
Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т. е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: [τ]к= 10...20 Н/мм2.
[τ]к=10 Н/мм2 для быстроходных валов.
[τ ]к=20 Н/мм2 для тихоходных валов.
3.
Определение геометрических
Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей. Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: диаметр и длину.
4.
Предварительный выбор
Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки.
Цилиндрическая прямозубая и косозубая передача
Быстроходный вал
1-я ступень под элемент открытой передачи или полумуфту.
Диаметр
Длина
Под полумуфту:
2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник.
Диаметр 45 мм
Длина
3-я ступень под шестерню, зубчатое колесо.
Диаметр
Длина l3—определяется графически, l3=80 мм
4-я ступень под подшипник.
Диаметр d4=d2=65 мм
Длина l4=B –ширина шарикового подшипника, В=l4=313
Тихоходный вал
1-я ступень под элемент открытой передачи или полумуфту.
Диаметр
Длина
Под полумуфту:
2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник.
Диаметр 50 мм
Длина 65мм
3-я ступень под шестерню, зубчатое колесо.