- •Содержание
- •Реферат
- •Введение
- •1Определение основных параметров элементов привода и выбор электродвигателя
- •1.1Определение нагрузочно-кинематических параметров рабочего органа
- •1.2Определение нагрузочно-кинематических параметров электродвигателя
- •1.3Определение серии и конструктивного исполнения электродвигателя
- •1.4Выбор электродвигателя
- •1.5Определение передаточного числа редуктора и его распределение между ступенями
- •1.6Выбор типа передач редуктора
- •2Входные данные для расчета передач привода
- •3Проектирование передач привода
- •3.1Проектировочный расчет червячной передачи z1-z2
- •3.2Проектировочный расчет цилиндрической косозубой передачи z3-z4
- •3.3Проектировочный расчет цилиндрической прямозубой передачи z5-z6
- •4Проектирование валов редктора
- •4.1Проектировочный расчет валов
- •4.2Выбор подшипников
- •5Проверочные расчеты
- •5.1Проверочный расчет червячной передачи z1-z2
- •5.2Проверочный расчет цилиндрической косозубой передачи z3-z4
- •5.3Проверочный расчет цилиндрической прямозубой передачи z5-z6
- •5.4Проверочный расчет валов редуктора
- •5.5Расчет подшипников на долговечность
- •5.6Расчет соединений, передающих крутящий момент
- •6Выбор и расчет муфт
- •6.1Выбор муфты входного вала
- •Перечень ссылок
5.5Расчет подшипников на долговечность
Расчетное условие:
где - долговечность, которую может выработать подшипник;
- долговечность, заданная в техническом задании.
Расчет подшипников входного вала
Тип подшипников, на которых установлен вал:
опора 1: 7313 - роликоподшипники радиально-упорные конические однорядные ГОСТ 333-79 C=134000 Н; C0=111000 Н;
опора 2: 313 - шарикоподшипники радиальные однорядные ГОСТ 8338-75 C=72700 Н; C0=56700 Н;
Рассчитываем нагрузки, действующие в опорах
= = = 929,43 Н;
= = = 1925,31 Н;
Опора 2 является более нагруженной, по ней и ведем дальнейший расчет.
Рассчитываем долговечность подшипника в млн.об.
= 1925,31·1·1,5·1=2887,96 Н;
где - суммарная нагрузка на подшипник;
=1, так как вращается внутреннее кольцо подшипника;
- коэффициент, учитывающий рабочую температуру нагрева подшипника, =1 (до 100°С);
- коэффициент безопасности, =1,5.
= =11964,4 млн.об
где - динамическая грузоподъемность подшипника;
- коэффициент, учитывающий вероятность отказов, для степени надежности S=0,9, =1;
=0,75 - для шарикоподшипников;
=3 - для шарикоподшипников;
Рассчитываем долговечность подшипника в часах с повышенной гарантией рабочего ресурса
= =67710,24 ч
где - частота вращения вала;
= 24395 ч
- подшипник годен.
………………..
5.6Расчет соединений, передающих крутящий момент
Выполним расчет основных соединений, передающих крутящий момент между валом и посаженной на нем деталью
Соединения на входном валу
- расчет шпоночного соединения (в1 - м)
Исходные данные: T=145,24 Н·м; d=60 мм; Lст=150 мм.
Назначаем материал шпонки: Сталь 6, =330 МПа.
По ГОСТ 23360-78 устанавливаем размеры призматической шпонки: b´h=18´11; L=140 мм.
Рассчитываем смятие на рабочей грани шпонки
= =9,02 МПа,
где K=0,4h=0,4·11=4,4 мм;
Lр=L-b=140-18=122 мм;
Рассчитываем допускаемое напряжение смятия
= = 165 МПа,
где [S] - принятый коэффициент запаса прочности, [S]=2;
- предел текучести для материала шпонки, =330 МПа.
< = 165 МПа, следовательно, шпоночное соединение работоспособно.
…………….
6Выбор и расчет муфт
6.1Выбор муфты входного вала
Муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП)
Муфтами называют устройства, с помощью которых соединяют между собой валы или валы с находящимися на них деталями для передачи вращающего момента. В таких соединениях муфты, как правило, должны обеспечить не только передачу крутящего момента, но и иметь возможность компенсировать различного рода смещения геометрических осей соединяемых валов. Осевые и радиальные смещения валов, а также их угловой перекос возникают в результате упругих деформаций деталей под нагрузкой и в результате неточностей изготовления и сборки узлов. В реальных соединениях валов все эти виды смещений наблюдаются одновременно.
В данном случае применяется муфта упругая втулочно-пальцевая. Муфты упругие втулочно-пальцевые получили весьма широкое распространение в современном машиностроении.
Достоинства муфт: сравнительная простота конструкции и дешевизна изготовления, хорошая демпфирующая способность; обладают также электроизолирующей способностью.
Недостатки: из-за низкой прочности резины по сравнению с металлами эти муфты обычно применяются для передачи малых и средних крутящих моментов; обладают низкими компенсационными свойствами, допускаемые ими радиальные смещения валов зависят от их диаметра.
На работу муфты существенно влияют толчки, удары и колебания, обусловленные характером работы приводимой в движение машины. Поэтому выбор муфты производят не по номинальному моменту на валу машины, а по расчетному:
=Т=1,16·145,24=168,48 Н·м,
где Т - номинальный вращающий момент на валу машины,
- коэффициент режима работы, зависящий от = 1,16 (см.предыдущие расчеты).
Кроме того, при выборе муфты учитываются диаметры концов сопрягаемых валов.
Принимаем муфту ……………
Рисунок 1 - Муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП)
Рисунок 2 - Пальцы со втулками муфты МУВП
Конструкция муфты (см. рис. 1): во фланце полумуфты 1 коническими хвостовиками укрепляются пальцы 2 (см. рис. 2), на которые надеваются упругие резиновые втулки 3. Упругие втулки входят в отверстия, расположенные во фланце полумуфты 4. Отверстия растачиваются коническими или цилиндрическими.
………………….
7Конструирование и расчет элементов корпуса
7.1Конструирование основных элементов корпуса
Толщина стенки основания корпуса
= = 9,6 мм ,
где - максимальный вращающий момент на тихоходном валу.
Принимаем s=10 мм.
Толщина стенки крышки корпуса
= 0,9·10=9 мм.
Принимаем =9 мм.
Рисунок - Размеры верхнего пояса фланца основания корпуса и фланца крышки корпуса
……………..
7.2Конструирование вспомогательных элементов корпуса
Размеры проушин
- толщина проушины
S = 2s = 2·10 = 20 мм.
………………
8ВЫБОР СМАЗКИ
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и для лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежное смазывание.
Смазка подшипников качения
Выбор смазки осуществляется в зависимости от окружной скорости подвижного кольца. При скоростях v<2 м/с рационально использовать консистентную смазки. При v<5 м/с можно использовать как консистентную, так и жидкую смазку.
Определим окружные скорости:
м/с;
м/с;
м/с;
м/с;
Для входного вала можно применить как консистентную, так и жидкую смазку подшипникового узла.
Для выходного и промежуточных валов исползуем консистентную смазку.
Учитывая условия работы (сухое отапливаемое помещение) принимаем в качестве смазки „Жировое масло I-13” [3, с.71, табл.9.2]
Для защиты подшипников от загрязнения, а также предотвращения вытекания смазки используют уплотнительные устройства.
Определяющим факотором при выборе уплотнения является линейная скорость вала под уплотнением.
Выберем манжетные резиновые уплатнения типа I ГОСТ 8752-79 [3, с.72, табл.9.3]
Рисунок 8.1 – Манжетное уплотенение резиновое, ГОСТ 8752-79
Параметрны уплотнений:
-на выходном валу
d=65мм; D=85мм; h=12мм;
- на выхдоном валу
d=110мм; D=135мм; h=12мм;
d=90мм; D=120мм; h=12мм;
Смазывание передач
Для смазывания передач применяем картерную систему. В корпус заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
Назначение марки масла. Принцип назначения марки масла следующий: чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло, чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.
Определяем параметры для назначения марки масла
= = 2,08 м/с;
= =232,46
Этому значению соответствует требуемая вязкость масла =40 [10, с.135, табл. 8.4]
В соответствии с этим принимаем для смазки зубчатой передачи жидкую нефтяную смазку - индустриальное масло И-40A ГОСТ 20799-75, для которого = 35…45 . [10, с.135, табл. 8.1]
Расчет потребного количества масла
=2(0,35…0,7)Рпотр=2·0,35·4,62 = 3,2 л
Рассчитываем предельно допустимые уровни погружения колес в масляную ванну
=1,5m=1,5·2 =3 мм;
=R=86,5 = 29 мм;
Принимаем h=20 мм.
В соответствии с конструкцией заливается =6,5 л, чтобы обеспечить необходимое погружение колеса в масло.
Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют жезловым маслоуказателем.
При длительной работе в связи с нагревом масли и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки, чтобы избежать этого внутренняя полость корпуса сообщается с внешней средой за счет установки пробки-отдушины.
Выводы
В курсовом проекте проведены расчеты и проектирование механизма привода шнеков-смесителей. Для исполнения указанных условий по входным данным выбран электродвигатель, спроектирован редуктор. Проведен проверочный расчет передач привода и валов редуктора. Разработаны чертежи: вида привода, сборочный чертеж редуктора, общего, рабочие чертежи деталей редуктора.
Выполнен выбор и проверка подшипников качения. Подобраны смазочные материалы. Расчитаны конструктивные элементы корпуса. Разработаны спецификации на редуктор и привод.
В процессе выполнения работы представлен
В процессе выполнения работы представлен полный порядок разработки конструкции привода шнеков-смеситетелй и связанной с ним документации.