Здесь можно найти учебные материалы, которые помогут вам в написании курсовых работ, дипломов, контрольных работ и рефератов. Так же вы мажете самостоятельно повысить уникальность своей работы для прохождения проверки на плагиат всего за несколько минут.
Предлагаем нашим посетителям воспользоваться бесплатным программным обеспечением «StudentHelp», которое позволит вам всего за несколько минут, выполнить повышение оригинальности любого файла в формате MS Word. После такого повышения оригинальности, ваша работа легко пройдете проверку в системах антиплагиат вуз, antiplagiat.ru, РУКОНТЕКСТ, etxt.ru. Программа «StudentHelp» работает по уникальной технологии так, что на внешний вид, файл с повышенной оригинальностью не отличается от исходного.
Работа № 132708
Наименование:
Курсовик Привод к элеватору с окружной силой на барабане Ft=3,9 кН
Информация:
Тип работы: Курсовик.
Предмет: Машиностроение.
Добавлен: 13.06.2023.
Год: 2023.
Страниц: 47.
Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%
Описание (план):
ПРИДНЕСТРОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ им. Т.Г. ШЕВЧЕНКО Рыбницкий филиал
Корпоративный учебно–производствен ый центр
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ ДЕТАЛИ МАШИН Тема: «Привод элеватора»
Выполнил студент 4 курса Группа РФ РФ19ВР62ТМ1
Рыбница, 2023г Пояснительная записка Техническое задание ………...5 1.Кинематический расчет 6 1.1 Подбор электродвигателя 6 1.2 Определение вращательных моментов на валах 8 1.3 Кинематическая схема 9 2. Расчет зубчатой передачи 10 2.1 Диаметр внешней делительной окружности колеса 11 2.2 Конусное расстояние и ширина колес 13 2.3 Модуль передачи и числа зубьев 13 2.4 Фактическое передаточное число 13 2.5 Окончательные значения размеров колес 14 2.6 Силы в зацеплении 14 2.7 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба 15 2.8 Проверка зубьев по контактным напряжениям 16 3. Расчет цепной передачи 17 3.1 Шаг цепи 17 3.2 Числа зубьев 17 3.3 Коэффициент эксплуатации 17 3.4 Размеры звездочек 18 3.5 Давление в шарнирах 19 3.6 Число зубьев цепи и уточнение межосевого расстояния 19 4.Эскизное проектирование 20 4.1 Предварительный расчет диаметров валов. 21 4.2 Конструирование зубчатой передачи. 21 4.2.1 Конструирование колеса тихоходной ступени. 21
4.2.2 Конструирование шестерни быстроходной ступени. 21 4.3 Конструирование крышек подшипников и стакана. 22 4.3.1 Крышка подшипника для быстроходного вала. 22 4.3.2 Конструирование стакана для быстроходного вала 23 4.3.3 Крышка подшипника для тихоходного вала. 23 4.4 Конструирование корпуса. 23 4.5 Конструирование крышки люков. 24 5. Расчет подшипников 25 5.1 Выбор типа подшипников 25 5.2 Расчет подшипников на тихоходном валу 25 5.2.1 Определение сил, нагружающих подшипник. 25 5.2.2 Выбор подшипника 25 5.2.3 Расчет на долговечность 27 5.2.4 Подбор посадки подшипника 28 5.3 Расчет подшипников на быстроходном валу. 29 5.3.1 Определение сил, нагружающих подшипник 29 5.3.2 Выбор подшипника 30 5.3.3 Расчет на долговечность 31 5.3.4 Подбор посадки подшипника 32 5.4 Расчет подшипников приводного вала. 32 5.4.1 Определение сил, нагружающих подшипник 33 5.4.2 Выбор подшипника 34 5.4.3 Расчет на долговечность 34 5.4.4 Подбор посадки подшипника 35 6. Проверочный расчет валов на прочность 36 6.1 Расчет тихоходного вала 36 6.1.2 Расчет на статическую прочность 36 6.1.3 Расчет на сопроивление усталости 38
6.2 Расчет быстроходного вала 38 6.2.2 Расчет на статическую прочность 40 6.3 Расчет приводного вала на статическую прочность 39 6.3.1 Расчет на статическую прочность 39 7. Расчет соединений 42 7.1 Шпоночные соединения 42 7.1.1 Шпонка на тихоходном валу 42 7.1.2 Шпонка на быстроходном валу 41 8. Выбор и расчет упругой муфты 44 9. Выбор смазочных материалов 45 Список использованой литературы……….………..47
Техническое задание
Задание на расчет и проектирование привода элеватора. Основными частями привода являются: асинхронный электродвигатель, конический редуктор, муфта соединительная упругая, цепная передача, барабан, и рама. Окружная сила на барабане: Ft=3,9 кН; Скорость ленты элеватора: V=1,2 м/с; Диаметр барабана: D=375мм; Выпуск крупносерийный. Представить расчетно–пояснительн ю записку с полным расчетом привода и чертежи формата А1. ? Кинематический расчет
Подбор электродвигателя
Определяем мощность Pвых (кВт) привода (мощность на выходе) определяют по формуле: P_ВЫХ=F_t?V; P_ВЫХ=3,9*1,2=4,68 кВт После вычисления мощности Pвых определяем необходимую мощность электродвигателя? P?_Э; P_Э=(F_t?V)/?_общ , P_Э=(3,9*1,2)/0,88=6,1 кВт, hобщ – общий КПД кинематической цепи, вычисляем по формуле: ?_ОБЩ=?_М??_РЕД??_ЦП где hред – КПД редуктора, hмуф – КПД соединительной муфты, hцп– КПД цепной передачи. Рекомендуемые значения для КПД отдельных звеньев кинематической цепи: [1], табл. 1.1 стр.7. Тип передачи ? Зубчатая коническая 0,95…0,97 Цепная 0,94…0,96 Муфта соединительная 0,97… ,98
Далее определяют частоту вращения вала электродвигателя: n_Э=n_ПР?u_ОБЩ, где uобщ=u1• u2•… - общее передаточное число кинематических пар изделия, являющееся произведением передаточных чисел его составляющих. Рекомендуемые значения передаточных чисел: [1], табл. 1.2. стр.7. Вид передачи u Коническая зубчатая 1…5 Цепная 1,5…4
Для дальнейших расчетов принимаем средние значения: uк=4, uцп=2,2. Для определения частоты вращения вала электродвигателя необходимо сначала вычислить по исходным данным частоту вращения приводного вала: n_ПР=(6000?V)/(??D) n_ПР=(6000?1,2)/(??375) 122,2 мин^(-1) n_Э=(6000?2,4)/(??375)? ?2,2=1075 мин^(-1) Выбираем электродвигатель АИР132M6 электродвигатель трехфазный 7,5 кВт 960 об/мин, общего назначения произведен по стандарту ГОСТ 19523-74. [1] табл. 24.9. стр. 459. Параметры которого ближе всего к вычисленным выше. Его параметры: мощность PЭ=7,5 кВт. Отношение максимального вращающего момента к номинальному Tmax/T= 2,2, асинхронная частота вращения 960 мин-1.
Определение силовых и кинематических параметров на валах После выбора n определяют окончательное передаточное число привода uобщ: u_ОБЩ=n/n_ПР =960/122,2=7,85 где n – частота вращения электродвигателя, n=960 мин-1. Полученное расчетом общее передаточное число распределяем между типами и ступенями передач. Передаточное число редуктора uред (uцп=2,2): u_РЕД=u_ОБЩ/u_ЦП =7,85/2,2=3,6 После определения передаточных чисел находят частоты вращения и вращающие моменты на валах передач. Частота вращения тихоходного вала редуктора, мин-1, n_T=n_ПР?u_ЦП=122,23? ,2=268,9 мин^(-1). Частота вращения быстроходного вала: n_Б=n_Т?u_РЕД=268,9? ,58=962,7 мин^(-1) Определяем вращательный момент на тихоходном валу TT (Hм): Вращающий момент на приводном валу: Т=(F_t?D)/2=(2,25?37 )/2=421,9 Н?м Вращающий момент на тихоходном валу: Т_T=T/(u_ЦП??_ЦП )=421,88/(2,2?0,93)=2 6,2 Н?м Определяем вращающий момент на быстроходном валу: Т_Б=Т_Т/u_РЕД =206,2/3,57=57,8 Н?м
В зависимости от вида изделия, условий его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбираем необходимую твердость колес и шестерни и материалы для их изготовления. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньше, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая, в свою очередь, зависит от марки стали и вида термической обработки. В качестве критерия оптимальности наиболее часто принимают массу изделия. Так как в данном случае производство редукторов крупносерийное, то желательно чтобы стоимость была минимальной. Увеличение твердости рабочей поверхности зубьев ведет, с одной стороны, к уменьшению габаритов редуктора, но с другой, к удорожанию процесса производства. Поскольку габариты редуктора не являются для нас определяющими, наиболее оптимальным является вариант 2, которому соответствует следующий режим термообработки: т.о. колеса – улучшение, получаем твердость HB 269…302, т.о. шестерни – улучшение и закалка ТВЧ, твердость – HRC 45…50. Материал, из которого изготавливаются колеса – сталь 40Х. Еще один параметр, который принимаем во внимание, это соразмерность редуктора и электродвигателя. Принятый нами вариант также оптимально отвечает этому условию. Основные причины выхода зубчатых колес из строя: Выкрашивание поверхности зуба от переменных контактных напряжений. Излом зуба от напряжений изгиба. Износ зубьев.
Поскольку определяющими разрушающими факторами являются выкрашивание и излом, то расчет конической зубчатой передачи ведется по допустимым контактным напряжениям [?]_H=?_Hlim/S_H и по допускаемым напряжениям изгиба [?]_F=?_Flim/S_F .
2.1 Диаметр внешней делительной окружности колеса Диаметр внешней делительной окружности вычисляем по формуле: d_e2?1,75?10^4??((K_H? u?T_HE2)/(?_H?[?]_H^ )) Коэффициент ?H вычисляем по формуле: ?H =1,13+0,13•u =1,13+0,13•3,57=1,59 T_НЕ2=К_Hд?Т_Т - эквивалентный момент на колесе, где К_Hд=K_HE??(N/N_HG )?1 При типовых режимах нагружения коэффициент K_HE принимаем: K_HE=0,56. по таблице 2.4 [1]. N= 60·n3•n•t - требуемый ресурс в циклах нагружения; n3 - число вхождений в зацепление, n3=1; n - частота вращения, n=268,9 мин-1; t ресурс передачи, t =5000. N=60•1•268,9•5000= 80,67•106 NHG = (HBср)3 - число циклов, соответствующих перелому кривой усталости. NHG = (285)3=23,15•106 К_Hд=0,56??(80,67/23, 5)=0,85
Коэффициент KH? для колеса с круговыми зубьями принимаем по следующим рекомендациям: K_H?=v(K_H?^0?(1-X)+ )?1,1 Коэффициент Х выбираем в зависимости от режима нагружения. Постоянный режим характерен для передач машин центральных силовых и насосных станций, тяжелый – для горных машин, средний равновероятный и средний нормальный – для транспортных машин, легкий и особо легкий – для универсальных металлорежущих станков.
Режим нагружения 0 I II III IV V X 1 0,77 0,5 0,5 0,42 0,31
Принимаем: Х=0,5. Коэффициент K_H?^0принимают в зависимости от коэффициента ?_d, который определяем по формуле: по таблице 2.3 [1]. ?_d=0,166v(u^2+1) Допускаемые контактные напряжения вычисляем по формуле: [?]_H=1,8??HB?+ +67=1,8?285+67=580 МПа
?_d=0,166v(3,57^2+1)= ,62 K_H?^0=2K_H?=v(2?(1-0,5)+0,5 =1,22 d_e2?1,75?10^4??((1,22? ,57?0,85?206,3)/(1,5 ?580_^2 ))=190 мм
2.2 Конусное расстояние и ширина колес Угол делительного конуса колеса: ?_2=arctg(u)=arctg(3 57)=74,35^? Конусное расстояние R_e=d_e2/(2?sin???_2 ? )=190/(2?sin?( 74,35))=98,66 мм Ширина колес b=0,285R_e=0,285?98, 6=28,1 мм. По ряду нормальных линейных размеров принимаем b=30 мм.
2.3 Модуль передачи и числа зубьев Определяем предварительное значение делительной окружности шестерни d_e1=d_e2/u=190/3,57 53,22 мм. Затем по графику, построенному для колес с круговыми зубьями (рис.2.9 [1]) находят число зубьев z1. Z1=12. Минимальное число зубьев шестерни при u=3,57 и ?=35° равно 8, следовательно, это условие удовлетворено. Число зубьев колеса Z2=12•3,57=43. Внешний окружной модуль передачи m_te=d_e2/z_2 =190/43=4,42 2.4 Фактическое передаточное число u_Ф=z_2/z_1 =43/12=3,58. Отклонение от заданного передаточного числа ?=(u-u_Ф)/u?100%=0,4% не превышает допустимой погрешности в 4%. 2.5 Окончательные значения размеров колес Угол делительного конуса колеса: ?_2=arctg(u)=arctg(3 58)=74,4^? Угол делительного конуса шестерни: ?_1=90^?-arctg(u)=90 ?-74,4^?=15,6^? Делительный диаметр шестерни: d_e1=m_te?z_1=4,42?1 =53,04 мм Делительный диаметр колеса: d_e2=m_te?z_2=4,42?4 =190,1 мм Внешний диаметр шестерни с круговым зубом: d_ae1=d_e1+1,64?(1+x n1)?m_te?cos???_1 ? Внешний диаметр колеса с круговым зубом: d_ae2=d_e2+1,64?(1+x n2)?m_te?cos???_2 ? Коэффициент смещения xn принимают по таблице 2.10 [1]. Для передач, у которых z и u отличаются, коэффициенты принимают с округлением в большую сторону. Т.о., xn1=0,41, xn2=-0,41. d_ae1=d_e1+1,64?(1+x n1)?m_te?cos???_1 ?=53,04+1,64?(1+0,41 ?4,42?cos?( 15,6^?)=62,9 мм d_ae2=d_e2+1,64?(1+x n2)?m_te?cos???_2 ?=190+1,64?(1-0,41)? ,42?cos?( 74,4^?)=191,2 мм
2.6 Силы в зацеплении Окружная сила на среднем диаметре колеса F_t=(2?T_T)/(0,857?d e2 )=(2?206,3)/(0,857?1 0)=2,53 кН Осевая сила на шестерне: F_a1=?_a?F_t=0,792?2, 3=2 кН Радиальная сила на шестерне: F_r1=?_r?F_t=0,237?2 53=0,6 кН
Коэффициенты?_aи ?_r для угла ?=35° определяем по формуле: ?_a=0,44 sin???_1 ?+0,7 cos???_1 ?=0,792 ?_r=0,44 cos???_1 ?-0,7 sin???_1 ?=0,237 На колесе осевая силаF_a2=F_r1, радиальная сила F_r2=F_a1.
2.7 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба Напряжения изгиба в зубьях колеса: ?_F2=(1,17?K_F??K_Fv? _F2?F_tE)/(?_F?b?m_t )?[?]_F2 Напряжение изгиба в зубьях шестерни: ?_F1=(Y_F1??_F2)/Y_F2 ?[?]_F1 Коэффициент K_Fv выбирают по таблице 2.7 [1] в зависимости от окружной скорости колеса, которая высчитывается по формуле: v=(??d_m2?n_2)/6000, где d_m2=d_e2 (1-0,5?0,285)=162мм. Таким образом, окружная скорость колеса равна v=(??162?268.9)/6000=2, 8 м/с. Из таблицы получаем, что K_Fv=1,02. Значения коэффициентов Y_F1 и Y_F2 принимают по таблице 2.10 [1] по эквивалентным числам зубьев: z_v1=z_1/(?cos?^3???co ???_1 ? )=12/(?cos?^3?3 5^??cos?1 5,5^? )=22,65, z_v2=z_2/(?cos?^3???co ???_2 ? )=43/(?cos?^3?3 5^??cos?7 4,5^? )=300. Таким образом, Y_F1=3,5, Y_F2=3,67. Допускаемое напряжение изгиба для колеса: [?]_F2=1,03 ?HB?+(?_(?_(?_?)?)?) 293 МПа Допускаемое напряжение изгиба для шестерни : [?]_F1=370 ?T?Мпа Напряжения изгиба в зубьях колеса: ?_F2=(1,17?K_F??K_Fv? _F2?F_tE)/(?_F?b?m_t )=(1,17?1,23?1,02?3, 7?2530)/(1?30?4,3)=1 6,6 МПа[?]_F2=293 Мпа
Напряжение изгиба в зубьях шестерни: ?_F1=(Y_F1??_F2)/Y_F2 =(3,5?106,6)/3,67=10 МПа[?]_F1=370 МПа
2.8 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям Расчетное контактное напряжение: ?_H=1,9?10^6?v((K_H??K Hv?u?T_HE2)/(?_H?d_e ^3 ))?[?]_H. Коэффициент K_Hv выбираем по таблице 2.9 [1], в зависимости от окружной скорости колеса: v=2,28 м/с. Получаем, что K_Hv=1,02. Допускаемые контактные напряжения вычисляем по формуле: [?]_H=1,8??HB?+(?_(?_ )?)+67=1,8?285+67=58 МПа Расчетное контактное напряжение: ?_H=1,9?10^6?v((1,22?1 02?3,58?0,85?206,3)/ 1,59?190,1^3 ))=540 ?T?МПа[?]_H=580 МПа. ? Расчет цепной передачи
Цепные передачи выходят из строя по следующим причинам: из [2]: 1. Износ шарниров. 2. Усталостное разрушение пластин по проушинам. 3. Проворачивание валиков и втулок в платинах в местах запрессовки. 4. Выкрашивание и разрушение роликов. 5. Достижение предельного провисания холостой ветви. 6. Износ зубьев звездочек. В соответствии с перечисленными причинами выхода из строя можно сделать вывод, что срок службы передачи ограничивается долговечностью цепи (в большинстве случаев). Долговечность же цепи в первую очередь зависит от износостойкости шарниров.
3.1 Шаг цепи Выбираем предварительное значение шага однорядной цепи: P=4,5?(T_T )=4,5?206.3=26,6 мм. Ближайшее значение шага и соответствующей ему площади из таблицы 13.1 [2].: находим: P=25,4 мм, А=260 мм2, ВВН=15,88 мм – расстояние между внешними пластинами цепи. 3.2 Числа зубьев Число зубьев малой (ведущей) звездочки: z_1=29-2?u=29-2?2,2= 4,6. Принимаем ближайшее большее, z1=25. Число зубьев большой (ведомой) звездочки: z_2=z_1?u=25?2,2=55.
Определим коэффициент эксплуатации K_Э=K_Д?К_а?К_Н?К_РЕ ?К_СМ?К_РЕЖ?К_Т, где коэффициент K_Д учитываем динамичность нагрузки принимаем:K_Д=1,25 K_а учитываем влияние длины цепи (если а= (30…50) P (как в нашем случае), то K_а=1); K_Н учитываем наклон цепи K_Н=1); K_РЕГ учитывает влияние регулировки цепи (т.к. в нашем случае положение звездочек не регулируется). K_РЕГ=1,25; K_СМ учитываем влияние характера непостоянное, принимаем K_СМ=1,5); K_РЕЖ учитываем влияние режима работы передачи (работа односменная, K_РЕЖ=1); K_Т учитывает влияние температуры окружающей среды (при -25°С T 150°C K_Т=1). Таким образом, K_Э=1,25?1?1?1,25?1, ?1?1=2,34.
3.4 Размеры звездочек Делительный диаметр малой звездочки: d_1=P/(sin?( 180^?/z_1))=25,4/(sin ( 180/25))=202,6 мм. Делительный диаметр большой звездочки: d_2=P/(sin?( 180^?/z_2))=25,4/(sin ( 180/55))=445 мм. Диаметр выступов малой звездочки: d_a1=P(0,5+ctg(180^? z_1)=25,4(0,5+ctg(18 /25))=214 мм. Диаметр выступов большой звездочки: d_a2=P(0,5+ctg(180^? z_2)=25,4(0,5+ctg(18 /55))=457 мм.
Ширина зуба звездочки: b_1=0,9B_BH-0,15=0,9 15,88-0,15=14,1 мм. 3.5 Давление в шарнирах Определим значение окружной силы на звездочках: F_t=(2?T_T)/d_1 =(2?206,3)/202,6=2,0 кН. Условное давление в шарнирах вычисляем по формуле: p=(K_Э?F_t)/A=(2,34? 040)/180=26,5 МПа ?[p], где [p]=29 МПа – допускаемое давление в шарнирах по табл. 13.2 [2]. 3.6 Число звеньев цепи и уточнение межосевого расстояния Число звеньев вычисляем по формуле: W=(z_1+z_2)/2+2a/P+( z_2-z_1)/2?)P/a=(25+ 5)/2+(2?700)/25,4+((55-2 )/2?)25,4/700=95,3. Принимаем W=96. Уточняем межосевое расстояние: a=0,997a^*, где: a^*=P/4(W-(z_1+z_2)/ +v((W-(z_1+z_2)/2 )^2-8((z_2-z_1)/2? )^2 ))= =25,4/4 (96-(25+55)/2+v((96-(2 +55)/2 )^2-8((55-25)/2? )^2 ))=700,7мм. Таким образом, a=0,997a^*=0,997?700,7= 98,6 мм. ? 4. Эскизное проектирование
4.1 Предварительный расчет диаметров валов
Предварительные оценки стальных валов редуктора определяем по формуле: для быстроходного вала d_П??((T?10^3)/(0,2?[? )) где Т – вращающий момент на быстроходном валу, [?]=0,1?-1 (примем ?-1=220 МПа). d_П??((60?10^3)/(0,2?0 1?220))=23,8 мм Примем по стандартному ряду: dП=25 мм – диаметр вала под подшипник. Из условия dП dК принимается диаметр под колесо dК=30 мм. dВЫХ=20 мм – диаметр выходного конца вала; dЗ=34 мм – диаметр заплечика. Диаметр заплечика колеса dЗ? dП+3r, где r – размеr фаски колеса, r =1,5 мм по таблице 24.16. Длина хвостовика быстоходного вала l=40 мм для тихоходного вала d_П??((T?10^3)/(0,2?[? ))=?((206,2?10^3)/(0,2 0,1?220))=35 мм
Примем по стандартному ряду: dП=35 мм – диаметр вала под подшипник; dВЫХ=30 мм – диаметр выходного конца вала; dК=38 мм – диаметр вала под колесо; dЗ=42 мм – диаметр заплечика. Длина хвостовика тихоходного вала l=30 мм
4.2 Конструирование зубчатой передачи
При серийном производстве заготовки колес получают из прутка свободной ковкой, а также ковкой в штампах. Так как производство крупносерийное, то применяем двусторонние штампы. Для свободной выемки заготовки из штампа принимаем значения ??7° и радиусов закруглений R?6мм.
4.2.1 Конструирование колеса тихоходной ступени Материал сталь 45 ГОСТ4543-71 Ширина венца 30мм Число зубьев 43 Длина ступицы l_cт=1,05?d_Б=1,05?3 =40мм Диаметр ступицы d_ст=1,5?d_Б+10=1,5? 8+10=67мм Модуль зацепления m=4,42мм Ширина торцов венца S=2,5?m+2=2,5?4,42+2 13мм Фаски на торцах венца f=0,5?m=0,5?4,42=2,2 мм Угол фаски ?_Ф=45° Толщина диска с?0,5?(S+S_ст)=0,5?[ +0,5?(d_cт-d)]=0,5?[ 3+0,5?(67-38)]=12мм c?0,35?b=0,35?30=10, 5мм
4.2.3 Конструирование шестерни быстроходной ступени Выполняют шестерню за одно целое с валом (вал-шестерня) т.к. качество вала-шестерни выше, а стоимость изготовления ниже, чем вала и насадной шестерни.
4.3 Конструирование крышек подшипников и стакана Материал для всех крышек подшипников СЧ21, для стакана – СЧ15. Все крышки назначаются привертными. Определяющим при конструировании крышки является диаметр отверстия в корпусе под подшипник. Наружный диаметр крышки выполняют с такими отклонениями, при которых в сопряжении с корпусом крышка образует очень малый зазор, препятствующий вытеканию масла из корпуса. При уSтановке в крышке подшипников манжетного уплотнения выполняют расточку отверстия так, чтобы можно было выпрессовать изношенную манжету.
4.3.1 Конструирование крышки подшипника для быстроходного вала Крышку выполняем с отверстием для выходного конца вала. Диаметр винтов, которыми крепится крышка: d=6 мм, их число z=4 Наружный диаметр крышки: D_Ф=D_подш+4,4?d=62+ ,4?6=90мм Толщина стенки ?=5мм Высота фланца: ?_1=1,2?5=1,2?5=6 мм Толщина боковой стенки: ?_2=?=5мм Высота крышки: l = 27 мм При сборке редуктора крышки всех подшипников должны находиться на одном уровне и иметь одну высоту. 4.3.2 Конструирование стакана для быстроходного вала Конструкция стакана определяется схемой расположения подшипников. Толщина стенки ?=6мм Наружный диаметр стакана D_а=D_подш+2??=62+2?6 74мм Диаметр фланцаD_Ф=D_а+4,2??=7 +4,2?6=90 мм Высота фланца ?_2=1,2??=1,2?6=7,2 мм Высота стакана l = 104 мм
4.3.3 Конструирование крышки подшипника для тихоходного вала Крышка выполняется глухой. Диаметр винтов, которыми крепится крышка d=8 мм, их число z=4 Наружный диаметр крышки D_Ф=D_подш+4,2?d=62+ ,2?8=100мм Толщина стенки ?=6мм Высота фланца ?_1=1,2??=1,2?6=7,2 мм Толщина боковой стенки ?_2=?=6мм Высота крышки l = 20 мм
4.4 Конструирование корпуса Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор: a=?L+3, где L=1,5?d_2– расстояние между внешними поверхностями деталей передач. a=?286+3?10мм
Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес: b_0?3?a b_0?3?10=30мм Толщина стенки, отвечающая требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса: ?=2,6??(0,1?Т_Т )?6 мм ??2,6??(0,1?206,3)=6мм Длина подшипниковых гнезд l = 30 мм Для соединения крышки с корпусом используют винты с цилиндрической головкой и внутренним шестигранником, так как при использовании винтов ширина фланца получается наименьшей. В зависимости от величины тихоходной ступени редуктора выбираем для крепления крышки болты М12х32 (ГОСТ 11738-84) (стр. 240 [1]). Размер фланца получаем: K=2,2?d=2,2?12=26мм.
4.5 Конструирование крышки люков Для заливки масла в редуктор, контроля правильности зацепления и для внешнего осмотра деталей делают люки. Конструируют крышку-отдушину. Параметры крышки: Длина крышки: L=110 мм Толщина штампованного стального листа ?_к=(0,010...0,012)?L= ,011?110мм=1,21?3мм H?0,05?L=0,05?110?8мм d??=6мм h_1=(0,4...0,5)??=0,45? =2,7мм Крышка крепится винтами М6x12 (ГОСТ 11644-75).
5. Расчет подшипников
5.1 Выбор типа подшипников Конические колеса должны быть точно и жестко зафиксированы в осевом направлении. Шариковые радиальные подшипники обладают малой осевой жесткостью. Поэтому в силовых передачах для опор валов конических колес применят конические роликовые подшипники.
5.2 Расчет подшипников на тихоходном валу 5.2.1 Определение сил, нагружающих подшипник Силы, действующие в зацеплении. F_а=607,5 Н-осевая сила F_t=2533,9 Н-окружная сила F_r=2011,6 Н-радиальная сила Изгибающий момент от радиальных сил, действующих в зацеплении: M=F_a?d_2/2=607,5?(1 2,83?10^(-3))/2=49,5 Н?м
Длины участков: l_1=82ммL=130мм l_K=75мм Реакции в вертикальной плоскости: ?R_y=0: R_y1+R_y2-F_r=0 ?M_1=0: -F_r?l_1+R_y2?L-M=0 R_y2=(F_r?l_1+M)/L=( 011,6?0,082+49,5)/0,1 0=1649,6 H R_y1=(F_r?(L-l_1)-M) L=(2011,6?(0,130-0,08 )-49,5)/0,130=361,9 H Реакции в горизонтальной плоскости: ?R_x=0: R_x1+R_x2-F_t=0 ?M_1=0: F_t?l_1-R_x2?L=0 R_x2=(F_t?l_1)/L=(25 3,9?0,082)/0,130=1598 3 H R_x1=(F_t?(L-l_1))/L= 2533,9?(0,130-0,082))/ ,130=935,6 H Суммарные реакции: ?R_1?^=v(?R_x1?^2+?R y1?^2 )=v(935,6^2+361,9^2 )=1003,2 ?T?H ?R_2?^=v(?R_x2?^2+?R y2?^2 )=v(1598,3^2+1649,6^ )=2296,9 ?T?H На концевом участке вала действует консольная нагрузка из-за наличия звёздочки и появления, в связи с этим смещений.
F_К=250?v(T_T )=250?v206,3=3590,8 H F_1K=(F_K?l_K)/L=(35 0,8?0,075)/0,130=207 ,6 H F_2K=(F_K?(L+l_K))/L= 3590,8?(0,130+0,075) /0,130=5662,4 H Суммарные реакции на валу: R_1=?R_1?^+F_1K=1003, +2071,6=3074,8 H R_2=?R_2?^+F_2K=2296, +5662,4=7959,3
5.2.2 Выбор подшипника По справочнику выбирается подшипник радиальный легкой серии 7207. ГОСТ 333-71. [4], стр.381, табл. П43. d=35мм D=72мм B=17мм С_r=35200H C_0r=26300He=0,37 Y=1,62 Y_0=0,89 Более нагруженной является опора 2. Дальнейший расчет будет вестись по ней. 5.2.3 Расчет на долговечность Радиальная сила F_r=R_2?K_E где K_Е - коэффициент эквивалентности. Для режима нагружения III K_Е=0,56. F_r=7959,3?0,56=4457, H Осевая сила F_a=F_a?K_E=607,5?0, 6=340,2 H Сравниваем отношение F_a/(V?F_r )с коэффициентом е: F_a/(V?F_r )=340,2/(1?4457,2)=0, 8e V- коэффициент вращения кольца, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления радиальной нагрузки. Значит Х=1; Y=0. Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка...
Список использованной литературы
Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М., Высшая школа, 1985. Ряховский О.А. Детали машин. М., МГТУ, 2004. Атлас по деталям машин. Под ред. Решетова Д.Н. М., Машиностроение, 1992. Устюгов И.И. Детали машин. М., Высшая школа, 198
* Примечание. Уникальность работы указана на дату публикации, текущее значение может отличаться от указанного.
