Привод шаровой мельницы кинематическая схема

Привод шаровой мельницы

Энергетический и кинематический расчет привода. Определение передаточного числа привода и выбор стандартного редуктора. Эскизная компоновка привода. Проверка прочности шпоночных соединений и долговечности подшипников. Уточненный расчет и сборка привода.

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Тема проекта: “Привод шаровой мельницы”

Целью выполнения курсового проекта является развитие способностей к самостоятельному решению поставленных перед ним конструкторских задач.

Проектированием называется процесс разработки технической документации для производства изделия. При этом под конструированием понимают детальную разработку элементов проектируемого изделия. Техническую документацию, получаемую в результате проектирования, называют проектом.

К задачам проектирования следует отнести следующее:

— формирование умений и навыков в чтении кинематических схем, сборочных чертежей, выполнения основных расчетов с целью выбора рациональных стандартных элементов привода;

— приобретение опыта в решении поставленных конструкторских задач при выполнении компоновочных и сборочных чертежей привода и его основных узлов, оформлении текстовых документов, публичной защите принятых технических решений.

В настоящее время широко используются многоступенчатые приводы, которые могут в себя включать ременную, червячную, цепную, зубчатую и др. передачи.

Привод — совокупность механизмов, включающая двигатель, служащий для передачи движения рабочим органом.

Редуктором принято называть, механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненных в виде отдельного агрегата и служащих для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещаются элементы передачи — зубчатые колеса, валы подшипники и т. д. Редукторы служат как механизмы понижения угловой скорости и соответственно повышения момента; однако механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов (ускорители или мультипликаторы) так же иногда называют редукторами.

При конструировании должны быть выбраны оптимальные параметры изделий (привода), удовлетворяющие следующим требованиям: небольшие габариты, меньшая стоимость, наибольший КПД.

Ременные передачи обладают следующими достоинствами:

· плавность и бесшумность работы;

· невысокие требования к точности расположения деталей передачи;

· предохранение от перегрузки за счет возможности проскальзывания ремня по шкиву.

Наряду с достоинствами ременные передачи обладают и некоторыми существенными недостатками:

· непостоянство передаточного числа из-за проскальзывания ремня по шкиву;

· большая нагрузка на валы и опоры;

· низкая долговечность ремней.

Передаваемая мощность — обычно не более 50 кВт, передаточное число — до 6.

Во всех отраслях машиностроения и приборостроения наиболее широкое применение нашли зубчатые передачи благодаря ряду их достоинств: постоянству передаточного числа; отсутствию проскальзывания; большой несущей способности при сравнительно малых габаритах и массе; большой долговечности; работе в обширном диапазоне режимов нагружения; сравнительно малым нагрузкам на валы и опоры, высокому КПД, простоте обслуживания и ухода. К недостаткам зубчатых передач можно отнести высокие требования к точности изготовления колес и сборки передач и необходимость повышенной жесткости корпусов, валов, опор; шум, особенно при высоких частотах вращения и недостаточной точности; вибрации; низкую демпфирующую способность.

1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1 Кинематическая схема привода

Рис. 1.1. Привод вибрационного конвейера.

Вал электродвигателя 1 соединен с входным валом редуктора 2, выходной вал редуктора 3 соединен с валом 4 посредством зубчатой передачи.

Из задания к курсовому проекту нам известна мощность на выходном валу Р4 =7,5кВт; угловая скорость рабочего вала щ4= 9мин-1; соответственно частота вращения рабочего вала n4=86 c-1.

1.2 Определение расчетной мощности привода

Расчетная мощность электродвигателя определяется по формуле:

кН — мощность на приводном валу конвейера, кВт;

КПД закрытой конической передачи;

КПД закрытой цилиндрической передачи;

n = 3 — число пар подшипников в приводе.

1.3 Выбор электродвигателя

По табл. 16.7.1/1/ выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью

Источник

Привод шаровой мельницы

Кинематический расчет привода пластинчатого транспортёра шаровой мельницы и электродвигателя. Определение допускаемого значения контактных напряжений изгиба и силовых параметров передач. Вычисление шпонок, подшипников и смазки зубчатого зацепления.

Федеральное агентство по образованию

Государственное Образовательное Учреждение

Высшего Профессионального Образования

«Сибирский Государственный Технологический Университет»

Факультет химических технологий

Кафедра «Прикладная механика»

Задание на проектирование № 2, вариант 7

Спроектировать привод шаровой мельницы.

3 — Одноступенчатый цилиндрический редуктор

4 — Открытая зубчатая цилиндрическая передача

Срок службы в годах при двухсменной работе

Расчет привода шаровой мельницы начинается с кинематического расчета привода и по его результатам выбирается типовой электродвигатель. Далее производится расчет закрытой зубчатой передачи (редуктора) с последующим выбором материала для изготовления зубчатых колес. Определяем допускаемое значение контактных напряжений изгиба, а также силовые параметры передачи.

Расчет валов привода включает в себя проектный и проверочный расчет валов с последующей эскизной компоновкой редуктора.

Заключительный этап расчета привода — выбор и расчет шпонок, подшипников и смазки зубчатого зацепления.

Пояснительная записка содержит 30 листов текста, 6 рисунков, 6 таблиц.

I. Назначение и область применения разрабатываемого изделия

II. Техническая характеристика

III. Описание и обоснование выбранной конструкции

IV. Расчеты, подтверждающие работоспособность привода

1. Кинематический расчет привода пластинчатого транспортёра

2. Расчет закрытой зубчатой передачи

3. Расчет открытой зубчатой передачи

4. Ориентировочный расчет валов

5. Конструктивные размеры зубчатого колеса

6. Предварительный подбор подшипников

7. Основные размеры корпуса и крышки редуктора

8. Эскизная компоновка редуктора

Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

Проектирование — это разработка общей конструкции изделия.

Конструирование — это дальнейшая разработка всех вопросов, решение которых необходимо для воплощения принципиальной схемы в реальную конструкцию.

Правила проектирования, и оформления конструкторской документации стандартизированы. ГОСТ устанавливает следующие стадии разработки конструкторской документации на изделия всех отраслей промышленности и этапы выполнения работ: техническое задание, техническое предложение (при курсовом проектировании не разрабатывается), эскизный проект, технический проект, рабочая документация.

Техническое задание на курсовую работу содержит общие сведения о назначении и разработке создаваемой конструкции, предъявляемые к ней эксплуатационные требования, режим работы, ее основные характеристики.

Эскизный проект разрабатывается обычно в одном или нескольких вариантах и сопровождается обстоятельным расчетным анализом, в результате которого выбирается оптимальный вариант для последующей разработки.

Технический проект охватывает подробную конструктивную разработку всех элементов оптимального эскизного варианта с внесением необходимых поправок и изменений, рекомендованных при утверждении эскизного проекта.

Рабочая документация — заключительная стадия конструирования, включает в себя создание конструкторской документации необходимой для изготовления всех деталей. В современных машинах привод является наиболее ответственным механизмом, через который передается силовой поток с соответствующим преобразованием его параметров. В связи с этим надежность работы машины, увеличение срока ее службы, возможности уменьшения габаритов и массы определяются качеством привода. Проектирование же приводов различных машин является важной инженерной задачей.

I. Назначение и область применения проектируемого привода

Устройство, приводящее в движение машину или механизм, называется приводом.

Привод состоит из источника энергии, передаточного механизма и аппаратуры управления. Под передачами понимают механизмы, служащие для передачи механической энергии на расстоянии, как правило, с преобразованием скоростей и моментов, иногда с преобразованием видов и законов движения. Основными функциями передаточных механизмов являются: передача и преобразование движения, изменение с различными исполнительными органами данной машины, пуск, остановка и реверсирование движения.

Эти функции должны выполняться безотказно с заданными степенью точности и производительностью в течение определенного промежутка времени. При этом механизм должен иметь минимальные габариты, быть экономичным и безопасным в эксплуатации. Данный прибор шаровой мельницы цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора, фланговой муфты.

Редукторами называют механизмы, состоящие из передач зацеплением с постоянным передаточным отношением, заключенных в отдельный корпус и предназначенных для понижения угловой скорости выходного вала. В зависимости от числа пар звеньев в зацеплении (чисто ступней), редукторы общего назначения бывают одно-, двух-, и трехступенчатыми.

По расположению осей валов в пространстве различают редукторы с параллельными, пересекающимися и перекрывающимися осями входного и выходного валов.

Устройства, предназначенные для соединения валов и передачи вращающего момента без изменения его направления, называются муфтами.

Наряду с кинематической и силовой связью отдельных частей машины, муфты выполняют ряд других функций: обеспечение работы соединяемых валов при смещениях, обусловленных неточностями монтажа или деформации деталей; улучшение динамических характеристик привода, т.е. смягчение при работе толчков и ударов; регулирование передаваемого момента в зависимости от угловой скорости.

II. ТЕХНИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА

Двигатель: синхронный, трехфазного тока, тип 4АМ132 L 4У3 , исполнение закрытое обдуваемое, мощность- 7,5 кВт, частота вращения вала -14 60 мин -1 , диаметр выходного конца вала 38,5 мм.

Одноступенчатый цилиндрический горизонтальный, прямозубый , межосевое расстояние 1 8 0 мм, передаточное число , подшипники — радиальные однорядные.

Цилиндрическая прямоз убая передача, межосевое расстояние передачи- 125 мм., передаточное число U = 2

III. ОПИСАНИЕ И ОБОСНОВАНИЕ ВЫБРАННОЙ КОНСТРУКЦИИ

Согласно заданию, полученному для расчета, привод включает в себя цилиндрический прямозубый редуктор, также для передачи вращающего момента с выходного вала на вал винтового питателя в привод включаем муфту (МУВП).

Редуктор предназначен для понижения угловой скорости и повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Зубчатые колеса — прямозубые, редуктор — горизонтальный. Валы редуктора монтируются на подшипниках качения.

Муфту в заданном расчете выбирают стандартную — МУВП, в зависимости от диаметра выходного конца вала.

IV . Расчеты, подтверждающие работоспособность привода

1. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

4 — Открытая зубчатая цилиндрическая передача

Задачи кинематического расчета

— подобрать электродвигатель по номинальной мощности и частоте вращения ведущего вала;

— определить общее передаточное число привода и его ступеней;

— определить мощность — Р, частоту вращения — n, угловую скорость — и вращающий момент — Т на каждом валу.

1. Мощность на рабочем валу Р_треб.=11,1;

2. Частота вращения рабочего вала n_общ..=0,88

Для устойчивой работы привода необходимо соблюдение условий: номинальная (расчетная) мощность электродвигателя должна быть меньше или равна мощности стандартного электродвигателя.

Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От его мощности и частоты вращения вала зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машин и его привода. Определяем общий коэффициент полезного действия привода по формуле:

где = 0,99-КПД пары подшипников;

=0,93-КПД открытой зубчатой передачи.

Определяем требуемую (номинальную) мощность двигателя Р_треб:

где Р — мощность на ведомом валу двигателя, кВт;

Для расчета выбираем асинхронный двигатель серии 4АМ с номинальной мощностью Р_дв= 11 кВт. Выбран двигатель: 4АМ132L4У3 с номинальной частотой вращения n=n₁=1460 мин -1 . Определение передаточного числа привода и его составляющих: Передаточное число привода определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя к частоте вращения приводного вала рабочей машины и равно произведению передаточных чисел редуктора и открытой зубчатой передачи.

Значение передаточного числа цилиндрического редуктора выбираем из номинального ряда передаточных чисел предусмотренных ГОСТ 2185 — 66

Принимаем значение передаточного числа редуктора U_ред=3

Зная U_ред вычисляем передаточное число открытой зубчатой передачи.

Определение силовых и кинематических параметров привода

Силовые (мощность и вращающий момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитывают на валах исходя из требуемой (расчетной) мощности двигателя Р_двиг. и его требуемой частоты вращения n_треб. Определяем мощность на каждом валу привода:

Определяем частоту вращения каждого вала:

Определяем угловые скорости каждого вала:

Определяем вращающие моменты на каждом валу:

Источник

Курсовая работа: Привод к шаровой углеразмольной мельнице

Московский энергетический институт (технический университет)

Кафедра основ конструирования машин

тема: Привод к шаровой углеразмольной мельнице

Раздел I . Подбор двигателя и передаточных чисел

Определение требуемой мощности электродвигателя. Общий КПД привода:

– КПД цилиндрической зубчатой закрытой передачи,

– КПД червячной передачи

– КПД цилиндрической зубчатой открытой передачи,

– КПД пар подшипников,

Тогда мощность электродвигателя равна

Согласно табл. 5.1[1] по требуемой мощности выбираем двигатель асинхронной серии 4А (по ГОСТ 19523-81) , мощности P = 30 кВт , n1 = 3000 об/мин. Условные обозначения 180М2/2945.

Ориентировочные значения передаточных чисел привода. Передаточное число привода находится по формуле

,

nдвиг. = 2945 об/мин — частота вращения на ведущем валу,

nвых.= 25 об/мин — частота вращения на ведомом валу,

Используя ряд предпочитаемых передаточных чисел, выбираем:

Найдем крутящие моменты на валах по формуле

:

n1 -частота вращения ведущего вала,

T1 -вращающий момент на ведущем валу,

n2 -частота вращения среднего вала,

T2 -вращающий момент на среднем валу.

n3 -частота вращения ведомого вала,

T3 -вращающий момент на ведомом валу.

Таблица 1 Расчет основных параметров передачи

Номер

[ Об/мин.]

Название: Привод к шаровой углеразмольной мельнице Раздел: Промышленность, производство Тип: курсовая работа Добавлен 11:57:01 07 апреля 2011 Похожие работы Просмотров: 728 Комментариев: 21 Оценило: 3 человек Средний балл: 5 Оценка: неизвестно Скачать
1	2945	27. 03	87652
2	1 314,7	2 6.5	192419
3	1 05,2	21. 2	1924190

Раздел II. Расчет зубчатой цилиндрической передачи редуктора

1. Выбор материалов и их характеристики

Принимаем согласно рекомендациям табл. 2.7 марку материалов и их термообработку.

Выписываем механическиехарактеристики из табл. 2.7.

Таблица 2 Выбор материала и их механические свойства.

Материал детали:	Вид термообработки:		Твердость:
шестерня	сталь 45	улучшение		HB 235…262
колесо	сталь 45	нормализация		HB 167…217
Базовое число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость:	Базовое число циклов перемены напряжений при расчете на изгибную выносливость:	Допускаемое контактное напряжение при базовом числе циклов:		Допускаемое напряжение изгиба в зубьях при базовом числе циклов:
шестерня	NHO1=1.2Ч107	N FO1=4Ч106	sHO1=514 Н/мм2		sFO1=256 Н/мм2
колесо	NHO2=1.3Ч107	N FO2=4Ч106	sHO2=410 Н/мм2		sFO2=193 Н/мм2

2. Расчет допускаемых напряжений для выбранных материалов

Таблица 3 Расчет основных нагрузок передачи

Формулы, результаты расчета и принятые числовые

Эквивалентное число циклов Эквивалентное число циклов Коэффициент долговечности

Ограничения на коэффициент долговечности . Следовательно принимаем

Ограничения на коэффициент долговечности . Следовательно принимаем

Ограничения на коэффициент долговечности. Следовательно принимаем

Ограничения на коэффициент долговечности. Следовательно принимаем

3. Определение геометрических параметров зубчатой передачи

Таблица 4.1 Расчет межосевого расстояния

Параметры и обозначения	Формулы, результаты расчета и принятые числовые значения параметров.
Вспомогательный коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес
Коэффициент ширины зубчатых колес
Относительная ширина колеса
Коэффициент распределения нагрузки по ширине венца
Расчетное значение межосевого расстояния
фактическое значение межосевого расстояния

Модуль зацепления выбирается по эмпирической формуле:

Таблица 4.2 Основные размеры

Диаметры вершин зубьев	Шестерни
	колеса
Диаметры впадин зубьев	Шестерни
	Колеса

Таблица 4.3 Силы, действующие в зацеплении

Силы, действующие в зацеплении, Н	Формулы, результаты расчета и принятые числовые значения параметров.
Окружная
Радиальная
Осевая

Таблица 4.4(1) Проверка условия

Параметры и обозначения	Формулы, результаты расчета и принятые числовые значения параметров.
Уточненное значение допускаемого контактного напряжения
Коэффициент,учитывающий механические свойства материалов колес и угла зацепления α=20°,
Коэффициент,учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев (х=0)
Коэффициент торцевого перекрытия
Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацепление
Коэффициент, учитывающий распределение между зубьями
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца
Удельная расчетная окружная сила
Расчетное контактное напряжение

Получилась недогрузка в 13.4 %. Расчет выполнен, верно.

Таблица 4.4(2) Проверка условия

Параметры и обозначения			Формулы, результаты расчета и принятые числовые значения параметров.
Уточненное значение допускаемого контактного напряжения
Коэффициент формы зуба		Шестерни
		Коэффициент ,учитывающий наклон зуба
Коэффициент, учитывающий распределение между зубьями
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацепление
Удельная расчетная окружная сила
Расчетное напряжение изгиба	Шестерни
	Колеса

Результаты проверочного расчета на выносливость при изгибе зубьев колес не превзошли допустимых показателей напряжений при изгибе. Выбор материалов и проведенный расчет геометрических параметров произведен, верно.

Раздел III . Расчет червячной передачи

1. Кинематический и силовой расчет

,,

Таблица 5.1 Расчет основных параметров передачи.

Параметры и обозначения	Формулы, результаты расчета и принятые числовые значения параметров.
Крутящий момент на червяке
Крутящий момент на ведомом валу
Принятое число витков (заходов) червяка
Число зубьев червячного колеса
Оценка минимальной величины коэффициента диаметра червяка
Коэффициента диаметра червяка
Скорость скольжения

2. Выбор материалов и расчет допускных напряжений

При скорости скольжения менее 12м/c принимаем марку бронзы для червячного колеса и марку стали для червяка:

Таблица 5.3 Расчет основных нагрузок передачи

Принятая степень точности изготовления для скорости по

Параметры и обозначения	Формулы, результаты расчета и принятые числовые значения параметров.
Допускаемое контактное напряжение при базовом числе циклов
Допускаемое напряжение на изгиб при базовом числе циклов
Базовое число циклов перемены напряжений при расчете на контактную прочность
Базовое число циклов перемены напряжений при расчете на изгибную выносливость
Частота на выходном валу
Эквивалентное число циклов
Эквивалентное число циклов
Коэффициент долговечности
Коэффициент долговечности
Допускаемое контактное напряжение
Допускаемое напряжение изгиба
6
Значение коэффициента нагрузки

3. Расчет основных геометрических параметров червячной пары

Таблица 5.4 Расчет нормального модуля и межосевого расстояния

Параметры и обозначения	Формулы, результаты расчета и принятые числовые значения параметров.
Расчетное значение межосевого расстояния
Расчетное значение нормального модуля
Принятое значение нормального модуля по ГОСТ 2144-79
Определяем фактическое значение межосевого расстояния

Таблица 5.5 Основные размеры передачи

Параметры и обозначения		Формулы, результаты расчета и принятые числовые значения параметров.
Диаметры делительных окружностей	червяка
	колеса
Диаметры вершин зубьев	червяка
	колеса
Диаметры впадин зубьев	червяка
	колеса
Наибольший диаметр червячного колеса
Длина нарезной части червяка
Принятое значение нарезной части червяка
Ширина венца червячного колеса
Принятое значение ширины венца червячного колеса
Делительный угол подъема витка червяка

Таблица 5.6 Действительная скорость и КПД

Параметры и обозначения	Формулы, результаты расчета и принятые числовые значения параметров.
Окружная скорость червяка
Угол трения
Уточненное значение коэффициента полезного действия

Таблица 5.7 Силы действующие в зацеплении

Окружная на червяке (осевая на колесе)

Силы, действующие в зацеплении, Н	Формулы, результаты расчета и принятые числовые значения параметров.
Осевая на червяке (окружная на колесе)
Радиальная

Таблица 5.8 Проверка условия

Параметры и обозначения	Формулы, результаты расчета и принятые числовые значения параметров.
Уточненное значение допускаемого контактного напряжения
Коэффициент ,учитывающий механические свойства червячной пары и угла зацепления α=20°,
Коэффициент нагрузки
Расчетное контактное напряжение

Получилась недогрузка в 8.4%. Расчет выполнен, верно.

Таблица 5.9 Проверка условия

Параметры и обозначения	Формулы, результаты расчета и принятые числовые значения параметров.
Уточненное значение допускаемого контактного напряжения
Коэффициент формы зуба
Коэффициент нагрузки
Расчетное напряжение изгиба

Раздел IV . Первый этап компоновки редуктора. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Таблица 6 Основные элементы корпуса из чугунного литья

Толщина стенки крышки корпуса

.

Параметры и обозначения		Формулы, результаты расчета и принятые числовые значения параметров.
Толщина стенки нижней части корпуса
Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса
Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса
Между вершинами зубьев колес и корпусом,
Между торцом колеса и корпусом,
Толщина нижнего пояса (фланца) корпуса без бобышки
Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой		Принимаем и делаем отверстие под болт ∅12
Ширина фланца, соединяющего крышку с корпусом
Ширина фланца, соединяющего корпус с фундаментом
Число болтов для крепления редуктора		n=4

1. Предварительный расчет ведущего вала

Диаметр входного конца ведущего вала по расчету на кручение при

Пусть , тогда

Необходимо согласовать диаметр ведущего вала редуктора с диаметром вала электродвигателя для соединения их муфтой. Тогда . Следовательно для электродвигателя 4А180М2/2945 и тогда

По табл.:

Таблица 7 Основные размеры вала

Параметры и обозначения	Формулы, результаты расчета и принятые числовые значения параметров
Диаметр вала под манжету
Расчетный диаметр вала под подшипник
Фактический диаметр вала под подшипник

Подбор подшипников Таблица 7.2 Основные размеры подшипника

Название подшипника	Условное обозначение	d,мм	D,мм	B,мм	r,мм	Ориентировочные расчетные параметры				Кол-во
						c,кН	c0,кН
Шариковый радиальный однорядный	308	40	90	23	2.5	31.9	22.7	пластичной	жидкой	2
								6300	8000

привод шаровая мельница редуктор

Таблица 7.3 Основные размеры вала

Предварительный выбор шпоночного соединения

Таблица 7.4 Основные размеры шпонки

Параметры и обозначения	Формулы, результаты расчета и принятые числовые значения параметров
Расчетный диаметр вала буртика подшипника
Фактический диаметр вала буртика подшипника
Расчетная длина входного участка под муфту

Длина шпонки рабочая

2. Предварительный расчет промежуточного вала

Следовательно, по ГОСТ 6636-69 (СТ. СЭВ 514-77)

По табл.

Таблица 8.1 Основные размеры вала

Параметры и обозначения	Формулы, результаты расчета и принятые числовые значения параметров
Размеры шпонки
Длина шпонки

Параметры и обозначения	Формулы, результаты расчета и принятые числовые значения параметров
Расчетный диаметр вала буртика для упора колеса
Фактический диаметр вала буртика для упора колес

Таблица 8.2 Основные размеры подшипника

Название подшипника	Услов. обозн.	d,мм	D,мм	B,мм	с,мм	r,мм	r1,мм	α˚	Ориентировочные расчетные параметры		Кол-во
									c,кН	c0,кН
Шариковый радиальный однорядный	209	45	85	19	—	2.0	—	25.7	18.1	1
Роликоподшипники радиально-упорные конические однорядные	7612	60	130	47.5	37	3.5	1.2	12	171.0	157.0	2

Присвоим

Присвоим

Рассмотрим необходимость изготовления сплошного колеса или отверстий в колесе

Предварительный выбор шпоночного соединения

Таблица 8.3 Основные размеры шпонки

Параметры и обозначения	Формулы, результаты расчета и принятые числовые значения параметров
Расчетный диаметр вала под подшипник
Фактический диаметр вала под подшипник
Расчетный диаметр вала под буртик подшипника
Фактический диаметр вала под буртик подшипника
Диаметр вала под колесо
Расчетный диаметр вала буртика для упора колеса
Фактический диаметр вала буртика для упора колеса
Длина ступицы колеса
Длина участка вала под колесо
Длина выходного участка вала

Параметры и обозначения	Формулы, результаты расчета и принятые числовые значения параметров
Размеры шпонки
Длина шпонки
Длина шпонки рабочая

3. Предварительный расчет выходного вала

Пусть , тогда

Следовательно, по ГОСТ 6636-69 (СТ. СЭВ 514-77)

По табл.

Таблица 9.2 Основные размеры подшипника

Название подшипника	Условное обозначение	d,мм	D,мм	B,мм	r,мм	r1,мм	Ориентировочные расчетные параметры		Кол-во
							c,кН	c0,кН
Шариковый радиально-упорный однорядный с скосом на одном из колец	46217	85	150	28	3.0	1.5	74.0	66.4	2

Рассмотрим необходимость изготовления сплошного колеса или отверстий в колесе

Колесо делать с отверстиями.

Предварительный выбор шпоночного соединения

Таблица 9.3 Основные размеры шпонки

Длина шпонки рабочая

Параметры и обозначения	Формулы, результаты расчета и принятые числовые значения параметров
Под колесом
Размеры шпонки
Длина шпонки
Выходной конец вала
Размеры шпонки
Длина шпонки
Длина шпонки рабочая

Раздел V. Проверочные расчеты подшипников и шпонок

1. Проверка долговечности подшипников

Проверка долговечности подшипников на ведущем валу

.

Диаметр .

По таблице 4.3 раздела 2: ,,

Рассмотрим реакции в опорах:

Определяем долговечность на наиболее нагруженной опоре.

Рассмотрим подшипник по табл.7.2 раздела 4. это подшипник 308:

Коэффициенты ; ,

по табл.7.2 раздела 4. С=31.9 кН

Расчетная долговечность, млн.об.

Расчетная долговечность, ч:

По условию на ведомом валу

Так как . Следовательно, подшипник подобран правильно

Проверка долговечности подшипников на промежуточном валу

Диаметр .

По таблице 4.3 раздела 2 и по таблице 5.7 раздела 3

,,,

Рассмотрим реакции в опорах:

Определяем долговечность на обоих опорах.

1) Рассмотрим подшипник по табл.8.2 раздела 4 это подшипник 209 (опора А):

; ,

Расчетная долговечность, млн.об.

Расчетная долговечность, ч:

По условию на ведомом валу

Так как . Следовательно, подшипник подобран правильно

Рассмотрим подшипник по табл.8.2 раздела 4 это подшипник 7612:

Для радиально-упорных конических однорядных роликоподшипников средней широкой серии коэффициент осевого нагружения е=0,3

; ,

по табл.8.2 раздела 4 С=171.0 кН

Расчетная долговечность, млн.об.

Расчетная долговечность, ч:

По условию на ведомом валу

Так как . Следовательно, подшипник подобран правильно

Проверка долговечности подшипников на ведомом валу.

.

Диаметр .

,,

Рассмотрим реакции в опорах:

Определяем долговечность на наиболее нагруженной опоре.

Рассмотрим подшипник по табл.9.2 раздела 4 это подшипник 46217:

Для подшипников шариковых радиально-упорных однорядных коэффициент осевого нагружения е=0,68

Коэффициенты ; ,

по табл.9.2 раздела 4.4.10 С=74.0 кН

Расчетная долговечность, млн.об.

Расчетная долговечность, ч:

По условию на ведомом валу

Так как . Следовательно, подшипник подобран правильно.

2. Проверка долговечности шпоночных соединений

Принимаем призматические шпонки со скругленными торцами, размеры сечений шпонок и пазов, длины шпонок принимаем по ГОСТ 23360-78 и 10748-79.

— при стальной ступице 100÷120 МПа;

— при чугунной ступице 50÷70 МПа.

Шпонкавыходного конца ведущего вала поз.38:

Диаметр вала :. Сечение и длина шпонки .

Глубина паза .Момент

Шпонка под зубчатым колесом поз.39:

Диаметр вала: .

Сечение и длина шпонки .

Глубина паза .Момент

Шпонка под червячным колесом поз.40:

Диаметр вала: .

Сечение и длина шпонки .

Глубина паза . Момент

Шпонка выходного конца ведомого вала поз.41:

Диаметр вала :.

Сечение и длина шпонки .

Глубина паза .

Момент

3. Уточненный расчет валов

Нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения — по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допустимыми) значениями . Прочность соблюдена при .

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений ведомого вала.

Ведущий вал проверять на прочность не следует, так как размеры поперечных сечений, принятые при конструировании после расчета геометрических характеристик по таблице 4.2 раздела 2 (,,), значительно превосходят те, которые могли быть получены расчетом на кручение. А также диаметр входного конца вала получился при расчете на кручение , но по соображениям конструирования приняли (решено брать такой диаметр для удобства соединения диаметра входного вала и диаметра вала электродвигателя).

Определение коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях ведомого вала:

Построим эпюры моментов на изгиб.

Материал Сталь 45, термическая обработка улучшение. .

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

По рисунку видно, что сечения А-А наиболее нагруженное для данного вала. Рассмотрим его:

Определим коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Где амплитудное и среднее значение касательных напряжение:

При ,,

Суммарный коэффициент снижения предела выносливости при кручении:

Принимаем , и тогда

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла:

Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

По рисунку видно, что в вертикальной плоскости сечения действует момент , а в горизонтальной плоскости сечения действует момент . Найдем суммарный момент для определения амплитуды нормальных напряжений:

Определим момент сопротивления изгибу:

Амплитудное значение нормальных напряжений:

Среднее значение нормальных напряжений :

Суммарный коэффициент снижения предела выносливости при изгибе:

Принимаем , и тогда

Определим результирующий коэффициент запаса прочности:

Сравним коэффициент запаса прочности сечения А-А с допустимым значением коэффициента запаса прочности .

Расчет по сечению А-А на прочность выполнен правильно, так как должно быть не ниже

Проведем расчет крайнего сечения Б-Б

Определим коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Где амплитудное и среднее значение касательных напряжение:

,,

Суммарный коэффициент снижения предела выносливости при кручении:

Принимаем , и тогда

Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла

Расчет по сечению Б-Б на прочность выполнен правильно, так как должно быть не ниже

Вывод: Ведомый вал подобран правильно, он соответствует условиям кручения, изгиба и прочности и может быть принятым в эксплуатацию для данного редуктора.

Раздел VI . Посадки деталей редуктора, завершающий этап разработки проекта

Смазывание зацепления производится окунанием червячного и зубчатого колеса в масло. Уровень масла, заливаемого внутрь корпуса, до погружения зубьев червячного колеса на всю высоту зуба. Устанавливаем рекомендуемый сорт смазочного масла.

При контактных напряжении до 200 МПа на червячной передачи и до 600 МПа на зубчатой передаче и скорости скольжения на промежуточном валу , получаем кинематические вязкости для червячной передачи и для зубчатой . По полученным результатам выбираем индустриальное масло И-30А ГОСТ 20799-75.

Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт пластичной смазки рекомендациям -солидол марки УС-2 ГОСТ 1033-73.

1. Атлас конструкций редукторов./ Цехнович Л.И., Петриченко И.П Киев. Высш. шк. 1990.151 с.

2. Детали машин: Атлас конструкций /Под ред. Д.Н.Решетова, М.: Машиностроение, 1992.

3. Детали машин./ Иванов М.Н. М.: Высш. шк., 1998. 383 c

4. Конструирование опор на подшипниках качения./Фролов А. Г., Кудрявцев Е. П.-М. ;издательство МЭИ,1990-88с.

5. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие /С.А.Чернавский ,К.Н. Боков и др.-М,; ООО ТИД «Альянс»,2005.-416 с.

6. Методические указания к курсовому проектированию по курсам «Основы конструирования», «Конструирование машин», «Инженерное проектирование» /Ю.И.Сазонов. М.: Издательство МЭИ, 1991. 44 с.

7. Методические указания к курсовому проекту и типовому расчету по курсам основы инженерного проектирования, механика и основы конструирования. Оформление Расчетно-пояснительной записки(РПЗ) к курсовому проекту и типового расчета(ТР)./ Фролов А. Г., М. ;издательство МЭИ,1989-20с.

8. Методические указания к практическим и лабораторным занятиям по курсам «Основы конструирования» и «Основы инженерного проектирования» /Мороз С.Ф.Аксенова, Баранов В.В. и др./ -М,; Издательство МЭИ,1991 -44 с.

9. Методические указания к лабораторным работам и практическим занятиям по курсам «Основы конструирования» и «Инженерное проектирование ».Соединения./Мороз С.Ф.Аксенова, Нестеров В.И./Под ред. С.Ф.Мороз. -М,; Издательство МЭИ,1994 -45 с.

10. Механика и конструирование машин. Механизмы атомных электростанций./Перемыщев Д.А. Сердюкова , И. А. Шульц А,Г.:Моск.энерг.ин-т,1989.-27с.

11. Основы взаимозаменяемости и стандартизации в машиностроении./Под ред. Д. А. Перемыщева -М.: Издательство МЭИ,2004-87,с.

12. Основы конструирования. В 2 кн./ Орлов П.И. Основы конструирования. В 2 кн. М.: Машиностроение, 1988.

Источник