Привод технологической машины

  • Вид работы:
    Курсовая работа (т)
  • Предмет:
    Транспорт, грузоперевозки
  • Язык:
    Русский
    ,
    Формат файла:
    MS Word
    347,66 Кб
  • Опубликовано:
    2012-09-01
Вы можете узнать стоимость помощи в написании студенческой работы.
Помощь в написании работы, которую точно примут!

Привод технологической машины

Федеральное агентство по образованию

ГОУ ВПО «Уральский федеральный университет имени первого Президента России Б.Н. Ельцина»

Кафедра «Детали машин»







ПРИВОД

ТЕХНОЛОГИЧЕСКОЙ МАШИНЫ

Курсовая работа

Студент гр. ЭМ-200301

Астафьев И.А

Руководитель

Зиомковский В.М






Екатеринбург 2012г.

ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ №30

Схема привода






                                                                          


        III              5     4     3     2         1

Схема редуктора






Исходные данные

1

Вид передачи

-

шевронная

2

Сила натяжения ленты

кН

6,8

3

Скорость движения ленты

м/с

3,98

4

Режим работы

-

Ср. норм

5

Реверсивность

-

н/р

6

Продолжительность включения

%

25

7

Срок службы

лет

6

8

Коэффициент использования привода в течение года

-

0,5

9

Коэффициент использования привода в течение суток

-

0,6

10

Диаметр барабана

мм

525


ВВЕДЕНИЕ


Редуктор (от лат. reductor - отводящий назад, приводящий обратно) - механизм, входящий в приводы машин и служащий для снижения угловых скоростей ведомого вала с целью повышения крутящих моментов. Редуктор используют в транспортных, грузоподъёмных, обрабатывающих и др. машинах.

В корпусе редуктора размещен какой-либо вид передачи, неподвижный закреплённый на валах. Валы опираются на подшипники, размещённые в гнёздах корпуса; в основном используют подшипники качения. В данной работе необходимо рассчитать все элементы привода и разработать конструкцию одноступенчатого горизонтального редуктора. Для передачи крутящего момента между параллельными валами в редукторе используются цилиндрические зубчатые передачи. Они чаще всего применяются в технике из-за ряда преимуществ:

1. Компактность.

. Возможность передачи больших мощностей.

. Постоянство передаточного отношения.

. Применение недефицитных материалов.

. Простота в обслуживании.

Основные требования, предъявляемые создаваемому механизму: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, экономичность, минимальные габариты и цена.

Все выше перечисленные требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ПРИВОДА


1.1 Расчет мощности и частоты вращения ведомого вала

Мощность на ведомом валу:

РIII = F * V

где F - сила натяжения ленты;- скорость движения ленты.

РIII = 6,8 * 3,98 = 27 кВт

Частота вращения ведомого вала:

V =

n =

n =  = 144,86 мин-1

1.2 Расчет требуемой мощности электродвигателя

Ртр = ,

где Ƞ0 - общий КПД привода

Ƞ0 = Ƞрп *  * Ƞм * Ƞзп

Ƞрп = 0,96 - КПД ременной передачи;

Ƞпп = 0,99 - КПД одной пары подшипников;

Ƞм = 0,99 - КПД муфты;

Ƞзп = 0,98 - КПД зубчатой передачи.

Ƞ0 = 0,96 * 0,992 * 0,99 * 0,98 = 0,91

Тогда Ртр =  = 29,67 кВт

1.3 Выбор электродвигателя

По требуемой мощности по ГОСТ 19523-81 выбираем электродвигатель 225М8 с ближайшей большей стандартной мощностью Рэ = 30 кВт, синхронной частотой вращения nс = 750 об/мин и скольжением S = 1,8 %.

1.4 Определение частоты вращения ведущего вала

nI = nc * (1 - )

nI = 750 * (1 - ) = 750 * 0,982 = 736,5 мин-1

Расчет общего передаточного числа привода, распределение его по передачам

Общее передаточное число привода:

Uобщ =  =  = 5,08

Передаточное число зубчатой передачи:

Принимаем Uзп = 2,5 по ГОСТ 2185-66.

Передаточное число ременной передачи:

Uрп =  =  = 2,032


1.5 Частоты вращения валов

nI = 736,5 мин-1

nII =  =  = 362,45 мин-1

nIII =  =  = 144,98 мин-1

1.6 Мощности, передаваемые валами

PI = Ртр = 29,67 кВт

PII = Ртр * Ƞрп = 29,67 * 0,96 = 28,48 кВт

PIII = PII *  * Ƞзп* Ƞм = 28,48 * 0,992 * 0,98 * 0,99 = 27 кВт

1.7 Крутящие моменты на валах

ТI = 9550 *  = 9550 *  = 384.72 Н * м

ТII = 9550 *  = 9550 *  = 750,4 Н * м

ТIII = 9550 *  = 9550 *  = 1778,52 Н * м

nI = 736,5 мин-1

nII = 362,45 мин-1

nIII = 144,98 мин-1

PI = 29,67 кВт

PII = 28.48 кВт

PIII = 27кВт

ТI =384,72 Н * м

ТII = 750,4 Н * м

ТIII = 1778,52 Н * м



2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1 Выбор материалов зубчатых колес и способов термообработки

Выбираем для шестерни - сталь 45:

Механические свойства выбранных сталей

Марка Термическая Твердость Предел

стали обработка поверхности прочности

улучшение 269 .. 302 HB 890 Мпа

Выбираем для колеса - сталь 45:

Механические свойства выбранных сталей

Марка Термическая Твердость Предел

стали обработка поверхности прочности

45 улучшение 235 .. 262 HB 780 МПа

2.2 Проектный расчет передачи

.2.1 Межосевое расстояние

аw = 225 мм

2.2.2 Модуль, числа зубьев и коэффициенты смещения

Рекомендуемый диапазон:

mn = (0,01 .. 0,02) * аw = (0,01 - 0,02) * 225 = 2,25 - 4,5 мм

mn = 2,5 мм

Суммарное число зубьев передачи

 =  =  = 155,88

cos β =  =  = 0,8666

β = arcos  = arcos  = 29,6860

Число зубьев шестерни

Z1 =  =  = 44,57 ≈ 45

Число зубьев колеса

Z2 = Z - Z1 = 156 - 45 = 111

Фактическое передаточное число

Uф =  =  = 2,467

При и  4,5 отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не более 2,5%/

U = 100 *  = 100 *  = 1,32% < 2,5

Поскольку Z1 > 17, примем коэффициенты смещения х1 = 0, х2 = 0.

2.2.3 Ширина зубчатых венцов и диаметры колес

Ширина зубчатого венца колеса  = *  = 0,5 * 225 = 112,5 мм

Ширину зубчатого венца шестерни  принимаем на 2 .. 5 мм больше чем . Принимаем = 115 мм

Определим диаметры окружностей зубчатых колес:

делительные окружности

dj = 1 =  = 129,82 мм

d2 =  = 320,18 мм

Проверка:

 =

 = 225

= 225

окружности вершин зубьев

 =  + 2m

 = 129,82 + 2 * 2,5 = 134,82 мм

 = 320,18 + 2 * 2,5 = 325,18 мм

окружности впадин зубьев

 =  - 2,5m

 = 129,82 - 2,5 * 2,5 = 123,57 мм

 = 320,18 - 2,5 * 2,5 = 313,93 мм

2.2.4 Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи

V =  =  = 5,004 м/с

Для полученной скорости назначим степень точности передачи nст = 8

2.3 Силы в зацеплении

Окружная сила:

Ft1 =  =  = 11,56 кН

Ft2 =  =  = 11,11 кН

Радиальная сила:

Fr = Ft * tg αt = Ft *

Fr1 = Ft1 *  = 11,56 *  = 4,86 кНr2 = Ft2 *  = 11,11 *  = 4,67 кН







п = п1 =  = 12,54 кНп2 =  = 12,05 кН

аw = 225 мм

d1 = 129,82 мм

d2 = 320,18 мм

Z1 = 45

Z2 = 111

V = 5,004с

Ft = 11,56 кН

Fr = 4,86 кН

Fп = 12,54 кН

mn = 2,5 мм



3. РАСЧЕТ ВАЛОВ И ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

.1 Проектный расчет тихоходного вала

1)  Вычисляем диаметр хвостовика

 мм

= 20 МПа - пониженное допускаемое напряжение на кручение.

Полученное значение диаметра округляем до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636-69 d1 = 80 мм.

l1 = (2 - 2,5)*d = 2 * 80 = 160 мм.

) Диаметр участка 2 примем из условия, что этот участок будет взаимодействовать с уплотнением

d2 = d1 + 5 = 80 + 5 = 85 мм

y = 5 мм - расстояние от головки болта до границы участка вала

l2 = L2 - B+ Lk + y = 46 мм

) Данный участок 3 предназначен для установки подшипника, поэтому диаметр должен быть кратным 5, следовательно, d3 = 90 мм.

Длина участка вычисляется из условия того, что на этом участке будет установлен подшипник 218 ГОСТ 8338-75 и закрепительная втулка, для осевой фиксации зубчатого колеса

l3 = В + (20 .. 30) = 30 + 20 = 50 мм.

) Участок 4 предназначен для зубчатого колеса:

мм.

Длину участка получаем из условия  мм.

) Диаметр участка 5, буртика для осевой фиксации зубчатого колеса:

 мм

Длину примем l5 = 10 мм.

) Участок 6 является буртиком для осевой фиксации подшипника, примем его по ГОСТ 8338-75: d6 = dз.п = 103 мм.

Длину примем l6 = 10 мм.

) Диаметр участка 7 примем d7 = d3 = 90 мм, т.к. на этот участок будет установлен подшипник 218.

Длина участка l7 = В=30 мм.

Полученные данные занесем в таблицу:

 80мм

d2 = 85мм

d3 = 90мм

 95мм

мм

d6 = 103мм

d7 = 90мм

l1 = 160мм

l2= 46мм

l3 = 50мм

мм

l5 = 10мм

l6 = 10мм

l7 = 30мм



Рисунок 1. Тихоходный вал

3.2 Проектный расчет быстроходного вала

1)  Вычисляем диаметр хвостовика

 мм

= 20 МПа - пониженное допускаемое напряжение на кручение.

Полученное значение диаметра округляем до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636-69 d1 = 60 мм.

l1 = (2 - 2,5)*d = 2 * 60 = 120 мм.

) Диаметр участка 2 примем из условия, что этот участок будет взаимодействовать с уплотнением

d2 = d1 + 5 = 60 + 5= 65 мм

y = 5 мм - расстояние от головки болта до границы участка вала

l2=L2-B+Lk+ y = 54 мм

) Данный участок 3 предназначен для установки подшипника, поэтому диаметр должен быть кратным 5, следовательно, d3 = 65 + 5 = 70 мм.

Длина участка вычисляется из условия того, что на этом участке будет установлен подшипник 214 ГОСТ 8338-75 и закрепительная втулка, для осевой фиксации зубчатого колеса

l3 = В + (20 .. 30) = 24 + 23 = 47 мм.

) Участок 4 предназначен для зубчатого колеса:

мм.

Длину участка получаем из условия  мм.

) Диаметр участка 5, буртика для осевой фиксации зубчатого колеса:

 мм

Длину примем l5 = 10 мм.

) Участок 6 является буртиком для осевой фиксации подшипника, примем его по ГОСТ 8338-75: d6 = dз.п = 80 мм.

Длину примем l6 = 10 мм.

) Диаметр участка 7 примем d7 = d3 = 70 мм, т.к. на этот участок будет установлен подшипник 214.

Длина участка l7 = В=24 мм.

Полученные данные занесем в таблицу

 60мм

d2 = 65мм

d3 = 70мм

 75мм

мм

d6 = 80мм

d7 = 70мм

l1 = 120мм

l2= 54мм

l3 = 47мм

мм

l5 = 10мм

l6 = 10мм

l7 = 24мм



3.3 Подбор и расчет шпонок

Для соединения вала с деталями, передающими вращение, широкое применение находят призматические шпонки. Длину шпонки назначают из стандартного ряда, принимая ее на 5…10 мм меньше длины ступицы. Размеры шпонки в поперечном сечении, а так же размеры шпоночных пазов на валу и в ступице определяются диаметром вала.

Расчет призматических шпонок выполняется как проверочный на смятие по формуле


- крутящий момент на участке вала со шпоночным пазом, Н*м

h - высотка шпонки

- глубина паза на валу

- рабочая длина шпонки, для шпонок со скругленными концами

- длина шпонки

b- ширина шпонки

 МПа - допускаемое напряжение смятия для стальных ступиц при нереверсивном приводе. Расчет шпонки тихоходного вала при d = 95 мм

 

Размеры шпонки , мм

, мм, Н*м, МПа



b

h





25

14

107

82

9

1778,52

91,32


 Шпонка проверена на смятие.

3.4 Подбор крышек подшипниковых узлов и уплотнительных манжет

Для подшипниковых узлов применим торцевые крышки глухую и сквозную. Сквозная крышка для выходного конца вала. Число отверстий для крепления и размеры выбираем по соответствующей таблице, в зависимости от диаметра наружного кольца подшипника.

Для предотвращения утечки масла на выходных участках валов в крышки подшипников запрессовывают манжетные уплотнения резиновые армированные без пыльника.

Крышка глухая торцевая для тихоходного вала

D

d б

n0

d 0

d 1

d 2

d 3

d 4

e

e 1

C

R

160

12

6

13

158

136

184

214

12

15

2

0,8


Крышка глухая торцевая для быстроходного вала

D

d б

n0

d 0

d 1

d 2

d 3

d 4

e

e 1

C

R

125

10

6

11

123

106,25

145

170

10

12

2

0,6


Крышка сквозная для быстроходного вала

d

d5

d6

S

70

71

90

10

3,5


Крышка сквозная для тихоходного вала

dd5d6bS





90

92

110

12

3,5




Рисунок 3. Крышка глухая торцевая

Рисунок 4. Крышка сквозная

4. СИЛЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ НА ВАЛЫ

4.1 Силы, действующие на ведущий вал

4.1.1 Составляем расчетные схемы вала, нагруженного силами Ft , Fr и Fм в вертикальной и горизонтальной плоскостях

DА = 119 мм, ВC = 90 мм, СA = 93 мм, Fr = 4,86 кН, Ft = 11,56 кН, Fm = 50 *  = 50 *  = 1,369 кН

4.1.2 Вычислим реакции в опорах А и В. Вертикальная плоскость(V)

∑ Fx = 0

∑ Fy = 0 Fm - RBV + Ft - RAV =0

∑ M(F)А = 0m * 114,5 - Ft * 88,5 + RВV * 177 = 0

 

 АV = Fm + Ft - RВVAV = 1,369 + 11,56- 4,98=7,949 кH

Проверка:

∑ M(F)С = 0

Fm * 212 + RBV *90 -RAy * 93 = 0

,369 * 212 + 4,98 * 90 - 93 *7,949 = 0

4.1.3 Вычислим реакции в опорах А и В. Горизонтальная плоскость(H)

∑ Fx = 0

∑ Fy = 0 RBH - Fr + RAH =0

∑ M(F)А = 0

RBН * 183 + Fr * 93 = 0

AH = Fr - RBH

RAH = 4,86 - 2,47 = 2,39 H

Определяем полные поперечные реакции RA и RB в опорах A и B

 

 

4.2 Силы, действующие на ведомый вал

4.2.1 Составляем расчетные схемы вала, нагруженного силами Ft , Fr и Fм в вертикальной и горизонтальной плоскостях

AC = 90 мм, CB = 92 мм, АD = 142 мм, Fr = 4,86 кН, Ft = 11,56 кН,

Fm = 50 *  = 50 *  = 2,108 кН


4.2.2 Вычислим реакции в опорах А и В. Вертикальная плоскость(V)

∑ Fx = 0

∑ Fy = 0 RAV - Ft + RBV - Fm =0

∑ M(F)A = 0

–       Ft * 90 + RBV * 182 - Fm * 142 = 0

 

 

RAV = Ft - RBV + FmAV = 11,56 -4,07 + 2,108=9,598 кH

Проверка:

∑ M(F)B = 0

 RAV * 182 + Ft * 92 Fm * 324 = 0

 9,598 * 182 + 11,56 * 92 + 2,108 * 324 = 0

4.2.3 Построение эпюры изгибающих моментов(V)

Ми А = RВV * 182 - Ft *АС= 4,07* 182 - 11,56*90= 299,66 H * м

Ми А = AD*Fm

Ми A =142*2,108=299,66 Н * м

Ми C = -RBV *BC=-4,07*92=-374,44 H*м

Ми C = Fm * CD - RAy *AC= 2,108*232-9,598*90= - 374,44 Н * м


4.2.4 Вычислим реакции в опорах А и В. Горизонтальная плоскость(Н)

∑ Fx = 0

∑ Fy = 0 RАH - Fr + RВH =0

∑ M(F)А = 0

Fr * 90 + RBН * 182 = 0

 

RAH = Fr - RBH

RAH = 4,86 - 2,4 = 2,46 кH

Проверка:

∑ M(F)B = 0

RAH * 182 - Fr * 92 = 0

,46 * 182 - 4,86 * 92 = 0

4.2.5 Построение эпюры изгибающих моментов(Н)

Ми С = RBН *92 = 2,4 * 92 = 220,8H * м

Ми С = RAН * 90 = 2,46 * 90= 220,8H * м

4.2.6 Построение эпюры крутящих моментов

Мк = 1778,52 Н * м

4.2.7 Определяем полные поперечные реакции RA и RB а опорах А и В

 

 

5. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА

.1 Расчет вала на усталостную прочность

В качестве опасных сечений рассмотрим те, в которых действуют наибольшие изгибающие моменты и имеются концентраторы напряжений. К таким сечениям относятся:

сечение B, для которого концентратором напряжения является посадка с натягом внутреннего кольца подшипника;

сечение C, для которого концентраторами напряжений являются посадка с натягом зубчатого колеса и шпоночный паз.

5.1.1 Расчет вала в сечении А

1)      Характеристики сечения

В сечении действуют: - изгибающий момент МИ = 299,66 Н * м

крутящий момент ТІІI = 1778,52 Н * м

Диаметр вала dB = 90 мм

Сталь 45 : = 780 МПа

2)      Геометрические характеристики сечения

осевой момент сопротивления

 

полярный момент сопротивления

 

площадь сечения

 

)        Определение напряжений

Напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой

 

Среднее значение цикла нормальных напряжений

 

Касательное напряжения меняются по отнулевому циклу

 

 

)        Пределы выносливости

Пределы выносливости углеродистых сталей при симметричном цикле изгиба и кручения определяются следующим образом

= 0,43= 0,43780 = 335,4 МПа

= 0,58= 0,58335,4 = 194,53 МПа

5)      Эффективные коэффициенты концентрации напряжений и коэффициент влияния размера поперечного сечения

Для посадки с натягом находим коэффициент

электродвигатель привод зубчатый колесо


где  - коэффициент влияния размера поперечного сечения вала.

Это отношение находим по ГОСТ 25.504-82 в соответствии с диаметром вала = 4,44. Значение  вычислим по формуле

=0,6+0,4 = 0,6*4,44+0,4=3,064

6)      Коэффициент влияния шероховатости поверхности

Примем, что поверхность вала под подшипник получена чистовым шлифованием с Ra = 0,8 мкм, этой величине соответствует kF = 1,2.

)        Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла

0,02 (1+0,01)=0,02 (1+0,01780)=0,176

0,50,50176 = 0,088

8)      Коэффициент влияния упрочнения

Примем, что на участке вала с опасным сечением упрочнение отсутствует, поэтому kV = 1.

)        Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали

 

 

10)     Коэффициенты запаса прочности

 

 

Общий коэффициент запаса прочности

 

Усталостная прочность вала в сечении В обеспечена.

5.1.2 Расчет вала в сечении С

1)      Характеристики сечения

В сечении действуют:

изгибающий момент МИ =  = 434,69 Н * м

крутящий момент ТІІI = 1778,52 Н * м

Диаметр вала dС = 95 мм

Сталь 45 : = 780 МПа

2)      Геометрические характеристики сечения

В сечении С имеется шпоночный паз со следующими размерами

b = 25 мм, h = 14 мм, t1 = 9 мм.

осевой момент сопротивления

 

 

полярный момент сопротивления

 

 

площадь сечения

 

)        Определение напряжений

Напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой

 

Среднее значение цикла нормальных напряжений

 

Касательное напряжения меняются по отнулевому циклу

 

 

)        Пределы выносливости

Пределы выносливости углеродистых сталей при симметричном цикле изгиба и кручения определяются следующим образом

= 0,43= 0,43780 = 335,4 МПа

= 0,58= 0,58335,4 = 194,53 МПа

5)      Эффективные коэффициенты концентрации напряжений и коэффициент влияния размера поперечного сечения

В опасном сечении имеется два концентратора напряжений: посадка с натягом и шпоночный паз.

Для посадки с натягом находим коэффициент


где  - коэффициент влияния размера поперечного сечения вала. Это отношение находим по ГОСТ 25.504-82 в соответствии с диаметром вала = 4,5. Значение  вычислим по формуле

=0,6+0,4 = 0,6*4,5+0,4=3,1

Для шпоночного паза эффективные коэффициенты концентрации напряжений определим методом линейной интерполяции

.

Коэффициенты влияния размера поперечного сечения вычислим по формулам

 

 

Для шпоночного паза

 

 

Из двух полученных значений  и  для дальнейшего расчета выбираем наибольшие значения = 4,5 и = 3,1

6)      Коэффициент влияния шероховатости поверхности

Примем, что поверхность вала под зубчатое колесо получена чистовым обтачиванием Ra = 3,2 мкм, этой величине соответствует kF = 1,33.

)        Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла

0,02 (1+0,01)=0,02 (1+0,01780)=0,176

0,50,50176 = 0,088

8)      Коэффициент влияния упрочнения

Примем, что на участке вала с опасным сечением упрочнение отсутствует, поэтому kV = 1.

)        Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали

 

 

)        Коэффициенты запаса прочности

 

 

Общий коэффициент запаса прочности

 

Усталостная прочность вала в сечении C обеспечена.

5.2 Расчет вала на статическую прочность

Проверку статической прочности произведем в целях предупреждения пластических деформаций и разрушений с учетом кратковременных перегрузок. При этом определим эквивалентное напряжение


Где ;

;

0,6 .. 0,8  - предельное допускаемое напряжение, принимаемое близкое к пределу текучести. Для стали 45: = 540 МПа.

5.2.2 Расчет вала в сечении А


Где

 

 

Реальный коэффициент запаса прочности

 

Статическая прочность в сечении А обеспечена

5.2.3 Расчет вала в сечении С


Где

 

 

Реальный коэффициент запаса прочности

 

Статическая прочность в сечении С обеспечена

Поскольку коэффициент запаса прочности по статическим напряжениям гораздо больше коэффициента на выносливость, следовательно, во внимание следует принимать коэффициент на выносливость.

6. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ

6.1 Расчет подшипников ведущего вала на долговечность

n = 362,45 мин-1

Подшипник 214 ГОСТ 8338-75:

С = 60,5 кН - Динамическая грузоподъемность

С0 = 45,0 кН - Статистическая грузоподъемность

Расчет подшипника ведем для наиболее нагруженной опоры В, считая, что она воспринимает осевую нагрузку.

Осевая нагрузка на подшипник

1)      Коэффициент вращения

При вращении внутреннего кольца подшипника V = 1

)        Коэффициенты радиальной и осевой нагрузки

X = 1, Y = 0.

)        Температурный коэффициент

При рабочей температуре подшипника t < 1050С принимаем KT = 1

)        Коэффициент безопасности

Зубчатая передача имеет 8-ю степень точности. Коэффициент безопасности в этом случае .

5)      Эквивалентная динамическая нагрузка

P = KT Кб ( X·V·RВ + Y·Fa)=1·1,3·(1·1·8,3+ 0·0) = 10,79 кН

)        Долговечность подшипника при максимальной нагрузке

 

m =3 - для шарикоподшипников

)        Эквивалентная долговечность подшипника

 

где = 0,18 - коэффициент эквивалентности для средне-нормального режима нагружения.

Данный редуктор должен прослужить 24 * 365 * 0,5 * 0,6 * 6 = 15768 ч

Поскольку долговечность подшипника при максимальной нагрузке Lh = 81059,22 ч > 15768 ч, подшипник 214 удовлетворяет заданным условиям работы.

6.2 Расчет подшипников ведомого вала на долговечность

n = 144,98 мин-1

Подшипник 218 ГОСТ 8338-75:

С = 95,6 кН - Динамическая грузоподъемность

С0 = 62,0 кН - Статистическая грузоподъемность

Расчет подшипника ведем для наиболее нагруженной опоры В, считая, что она воспринимает осевую нагрузку.

Осевая нагрузка на подшипник

1)      Коэффициент вращения

При вращении внутреннего кольца подшипника V = 1

)        Коэффициенты радиальной и осевой нагрузки

X = 1, Y = 0.

)        Температурный коэффициент

При рабочей температуре подшипника t < 1050С принимаем KT = 1

)        Коэффициент безопасности

Зубчатая передача имеет 8-ю степень точности. Коэффициент безопасности в этом случае .

5)      Эквивалентная динамическая нагрузка

P = KT Кб ( X·V·RВ + Y·Fa)=1·1,3·(1·1·9,91 + 0·0) = 12,883кН

)        Долговечность подшипника при максимальной нагрузке

 

m =3 - для шарикоподшипников

)        Эквивалентная долговечность подшипника

 

где = 0,18 - коэффициент эквивалентности для средне-нормального режима нагружения.

Данный редуктор должен прослужить 24 * 365 * 0,5 * 0,6 * 6 = 15768 ч

Поскольку долговечность подшипника при максимальной нагрузке Lh = 46974,62 ч > 15768 ч, подшипник 218 удовлетворяет заданным условиям работы.

7. ВЫБОР СМАЗКИ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС И ПОДШИПНИКОВ, ЕЕ КОНТРОЛЬ И ЗАМЕНА

Марку масла примем в зависимости от окружной скорости вращения колеса и контактных напряжений. При контактных напряжениях до 600 МПа и окружной скорости 5,004 м/с рекомендуется кинематическая вязкость 28 мм2/с. Этой вязкости соответствует сорт масла И-Г-А-32 ГОСТ 17479.4 - 87. Минимальная глубина погружения колеса в масляную ванну не менее 10 мм. Масло, залитое в корпус редуктора, при вращении колеса переносится в зону зацепления. Объем масляной ванны примерно определяем из расчета 0,4 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: V = 0,4P = 0,427 = 10,8 дм3.

Уровень масла контролируется с помощью маслоуказателя жезлового. Нормальным уровнем считается такой, при котором его граница находится между нижней и верхней меткой на указателе. При уровне ниже рекомендуемого добавить масло, если выше, то слить.

Для слива лишнего масла и отработавшего масла применяется маслоспускное отверстие с пробкой.

При работе редуктора из-за трения нагреваются детали, вслед за ними нагревается воздух, повышается давление внутри корпуса. Чтобы повышенное давление не выдавило смазку наружу через неплотности и стыки, давление стравливается в атмосферу через отверстие в ручке-отдушине.

Ручка-отдушина устанавливается в крышку смотрового отверстия. Это отверстие предназначено для осмотра внутренних частей редуктора без его разборки.

Смазка подшипниковых узлов обеспечивается масляным туманом, образованным вследствие выдавливания масла в зоне зацепления при окружной скорости 4 м/с. Что бы избежать прямого попадания масла в подшипник на ведущем валу устанавливаем маслоотражательные кольца.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

На основании исходных данных был выполнен расчет и спроектирован одноступенчатый горизонтальный цилиндрический редуктор с шевронной зубчатой передачей.

Технические характеристики редуктора

Мощность на тихоходном валу

27 кВт

Крутящий момент на тихоходном валу

1778,52 Нм

Частота вращения ведомого вала

144,98 мин-1

Реверсивность

нереверсивная

Двигатель асинхронный

225М8


При проектировании редуктора с выполнением требований технического задания на проект был рассчитан и спроектирован наиболее простой вариант конструкции редуктора. Полученная конструкция механизма обеспечивает возможность удобного и легкого технического обслуживания, свободный доступ для регулировки, настройки и замены отдельных узлов и деталей.

На основании полученных расчетов выполнен анализ различных конструкций с максимальным использованием унифицированных деталей и узлов. Для повышения технологичности и уменьшения трудоемкости изготовления деталей редуктора применялись современные материалы и способы изготовления деталей.

В качестве окончательного варианта была выбрана наиболее удачная разработка проектируемого устройства, обеспечивающая минимальные массово-геометрические параметры и максимальную экономичность в эксплуатации. При конструировании устройства была достигнута поставленная цель, создания наиболее простой конструкции, использованы современные материалы, что привело к упрощению технологического процесса производства и снижению его себестоимости.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1.     Баранов Г.Л. Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора / Г.Л. Баранов. Екатеринбург: УрФУ, 2011. 50 с.

2.       Баранов Г.Л. Расчет деталей машин/ Г.Л. Баранов. Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2005. 172 с.

.        Троицкий И.В., Зиомковский В.М. Основы конструирования/

И.В. Троицкий, В.М. Зиомковский. Екатеринбург: ФГАОУ ВПО УрФУ, 2010. 274 с.

Похожие работы на - Привод технологической машины

 

Не нашли материал для своей работы?
Поможем написать уникальную работу
Без плагиата!