Проектирование привода с червячно-циллиндрическим редуктором

СОДЕРЖАНИЕ Задание на курсовой проект

I. Кинематический расчет привода

II. Расчет зубчатой цилиндрической передачи

III. Расчет червячной передачи

IV. Разработка эскизного проекта

V. Разработка конструкции редуктора

VI. Расчет шпоночного соединения

VII. Конструирование муфты

VIII. Выбор смазочного материала

IX. Конструирование рамы Список использованных источников

ЗАДАНИЕ № 4

на курсовой проект по дисциплине

ДЕТАЛИ МАШИН И ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ

Спроектировать привод ленточного конвейера.

Вращающий момент на валу приводного барабана ТТХ, частота вращения приводного барабана nТХ, частота вращения электро-двигателя nЭ.

Состав привода:

1 — электродвигатель;

2 — муфта упругая;

3 — редуктор цилиндро-червячный

(uБ = 2…3,15);

4 — рама (плита);

5 — муфта предохранительная

6 — барабан приводной.

Примечание: В таблице указана синхронная частота вращения, в расчетах принимать конкретную частоту выбранного двигателя.

Представить расчетно-пояснительную записку следующего содержания:

кинематический расчет, подбор электродвигателя, расчет редуктора (расчет передач, расчет

валов, подбор подшипников, вариант эскизной компоновки редуктора, способ смазки и

подбор смазочного материала), подбор муфты 2, подбор и расчет муфты 5, конструирование

рамы (плиты).

Разработать чертежи на:

— общий вид привода (формат А1);

— сборочный чертеж редуктора (формат А1);

— рабочий чертеж вала червяка (формат А3);

— рабочий чертеж колеса быстроходной ступени (формат А3).

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей многих отраслей в значительной мере определяет уровень развития машиностроения.

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надежности и долговечности — основные задачи конструкторов-машиностроителей. Одним из направлений решения этих задач является совершенствование конструкторской подготовки студентов высших технических учебных заведений.

Выполнение этого курсового проекта завершает общетехнический цикл подготовки студентов. Эта наша первая самостоятельная творческая инженерная работа, при выполнении которой мы активно используем знания из ряда пройденных дисциплин: сопротивления материалов, технологии металлов, взаимозаменяемости и др.

Объектами курсового проектирования являются обычно приводы различных машин и механизмов (например, ленточных и цепных конвейеров, индивидуальные, испытательных стендов), использующие большинство деталей и узлов общемашиностроительного применения. Конструирование — это творческая задача. Известно, что каждая конструкторская задача имеет несколько решений. Важно по определенным критериям сопоставить конкурирующие варианты и выбрать один из них — оптимальный для данных конкретных условий.

Рекомендации по конструированию сопровождаются анализом условий работы узлов и деталей, их обработки и сборки. При выполнении курсового проекта мы должны последовательно пройти от выбора схемы механизма через многовариантность проектных решений до его воплощения в рабочих чертежах; приобщаясь к инженерному творчеству, осваивая предшествующий опыт, учится предвидеть новые идеи в создании машин, надежных и долговечных, экономичных в изготовлении и эксплуатации, удобных и безопасных в обслуживании.

Цель работы? проектирование привода подвесного цепного конвейера.

I. кинематический расчет привода

1.1 Подбор электродвигателя

Мощность на ведомом валу конвейера:

Вт = 12,8 кВт.

Угловая скорость вращения ведомого вала конвейера:

рад/с.

Требуемая мощность электродвигателя:

кВт,

где з? КПД привода,

з = зМ • зЧП • зЗЦП = 0,98 • 0,97 • 0,75 = 0,712,

где зМ = 0,98? КПД муфты ;

зЦЗП = 0,97? КПД зубчатой цилиндрической передачи;

зЧП = 0,75? КПД червяной передачи.

Требуемая частота вращения электродвигателя:

nЭтр = nВМ • uOP = 98,61 • 99 = 9762 об/мин,

где об/мин? частота вращения вала конвейера;

uOP? ориентировочное передаточное число привода,

uOP = uЧП • uЗЦП = 3 • 33 = 99,

где uЧП = 33? среднее передаточное число червячной передачи;

uЗЦП = 3? среднее передаточное число зубчатой цилиндрической передачи.

Выбираем из каталога асинхронный закрытый обдуваемый электродвигатель серии 4А 160М2/2940 мощностью РЭ = 18,5 кВт и частотой вращения nЭ = 2940 об/мин.

1.2 Определение фактических передаточных чисел

Фактическое передаточное число привода:

Примем передаточное число червячной передачи uЧП = 16.

Тогда передаточное число зубчатой цилиндрической передачи:

1.3 Определение частоты вращения валов привода

Определим частоту вращения всех валов привода, начиная от вала электродвигателя.

1,2 валы (вал э/двигателя + входной вал редуктора):

n1 = n2= nЭ = 2940 об/мин.

3 вал (промежуточный вал редуктора):

об/мин.

4 вал (тихоходный вал редуктора):

об/мин.

1.4 Определение вращающего момента на валах привода

1,2 валы (вал э/двигателя + входной вал редуктора):

Т1 =Н•м.

3 вал (промежуточный вал редуктора):

Н•м.

4 вал (тихоходный вал редуктора):

Н•м.

II/ РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1 Выбор твердости, термической обработки и материала колес

В зависимости от вида изделия, условий его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твердость колес и материал для их изготовления. Для силовых передач чаще всего применяют различные стали. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньшие, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая в свою очередь зависит от марки стали и варианта термической обработки.

Выбираем марку стали:

— для шестерни: сталь 40ХН;

— для колеса: сталь 40ХН.

По справочным таблицам определяются механические характеристики стали 40ХН:

для шестерни твердость 269…302 HВ, т.о. — улучшение, для колеса твердость 235…262 НВ, т.о. — улучшение.

Определение средней твердости зубьев шестерни и колеса:

HВ1СР = (269 + 302) / 2 = 285,5

НВ2СР = (235 + 262) / 2 = 248,5.

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений для зубьев шестерни и колеса

Допускаемые контактные напряжения:

— для шестерни [у]H1 = 1.8• HВ1СР +67 = 580.9 МПа;

— для колеса [у]H2 =1.8• HВ2СР +67 = 514.3 МПа.

2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба для зубьев шестерни и колеса Допускаемые напряжения изгиба:

для шестерни [у]F1 = 1.03 • HВ1СР = 294 МПа;

для колеса [у]F2 = 1.03 • HВ2СР = 255 МПа.

— Вращающий момент Т2=108,649 Н*м;

— передаточное число u=1,863.

2.4 Расчет цилиндрической зубчатой передачи Межосевое расстояние:

где Ка = 4950 для прямозубых колес;

шa = 0,25.0,4 — при несимметричном расположении опор ;

Принимаем стандартное межосевое расстояние aW = 112 мм.

Предварительные размеры колес:

Делительный диаметр

м Ширина колеса:

b2 = шa • aW = 0,315 • 112 = 35,28=40 мм.

Модуль передачи:

где коэффициент Кm = 6,6.

Принимаем стандартный m = 1 мм.

Суммарное число зубьев:

Число зубьев шестерни и колеса:

Фактическое передаточное число:

Отличие от заданного числа u составляет Дu = (1,871 — 1,863) • 100% / 1,871 = 0,03%, что вполне допустимо.

Размеры колес:

Делительные диаметры колес:

Диаметры окружностей вершин и впадин:

da1 = d1 + 2 • m = 78 + 2 • 1= 80 мм

da2 = d2 + 2 • m = 146 + 2 • 1= 148 мм

df1 = d1 — 2,5 • m = 78 — 2,5 • 1= 75,5 мм

df2 = d2 — 2,5 • m = 146 — 2,5 • 1= 143,5 мм Силы в зацеплении:

— окружная Н

— радиальная Н Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба:

Расчетное напряжение изгиба:

где YF2 = 3,59 — коэффициент формы зуба для колеса;

YF1 = 3,61 — коэффициент формы зуба для шестерни;

Yв = 1 — коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев;

KFб = 1;

KFV= 1,67;

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям:

Предварительно определим значения коэффициентов:

KHб = 1 — коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

KH = 3,2*105;

KHV = 1,28 — коэффициент динамической нагрузки при твердости зубьев < 350HB;

уH = 437 МПа < [у]H = 547 МПа привод вал термический передача Условие контактной прочности выполняется.

III. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ Исходные данные:

Передаточное число u = 16.

Вращающий момент на колесе Т4 = 1303,889 Н•м.

Частота вращения колеса n4 = 98,624 об/мин.

3.1 Выбор материалов для червяка и червячного колеса Для червяка используем тот же материал, что и для зубчатого колеса.

Материал для червячного колеса выбирается в зависимости от скорости скольжения:

м/с.

Используем для червячного колеса оловянную бронзу марки БРОНФ 10−1-1, способ отливки центробежный.

3.2 Расчет допускаемых напряжений Допускаемое контактное напряжение:

[у]H = СV 0.9 уВ = 0,8 0,9 285 = 205,2 МПа.

— уВ= 165 МПа;

— СV=0,8 МПа.

Допускаемое напряжение изгиба:

[у]F = 0,25 уТ +0,08 уВ=0,25 165+0,08 285=64,05 МПа,

— уТ =165 МПа.

3.3 Определение основных размеров и характеристик передачи Межосевое расстояние:

м = 200 мм, где Ка = 6100 для эвольвентных червяков, Принимаем aW = 200 мм.

Основные параметры передачи:

Число зубьев колеса Z2 = Z1 • u = 2 • 16 = 32,

где Z1 = 2? число заходов червяка.

Модуль передачи:

мм, принимаем m = 10 мм.

Коэффициент диаметра червяка:

.

Коэффициент смещения:

Фактическое передаточное число

Отклонение от заданного u составляет 0%.

Размеры червяка и колеса:

Червяк:

Делительный диаметр d1 = q • m = 8 • 10 = 80 мм.

Диаметр вершин витков dа1 = d1 + 2 • m = 80 + 2 • 10 = 100 мм.

Диаметр впадин витков df1 = d1? 2,4 • m = 80? 2,4 • 10 = 56 мм.

Длина нарезанной части червяка b1? (11 + 0,06 • Z2) • m = (11 + 0,06 • 32) • 10 = 129,2 мм.

Принимаем b1 = 160 мм.

Червячное колесо:

Диаметр делительной окружности колеса d2 = Z2 • m = 32 • 10 = 320 мм.

Диаметр окружности вершин dа2 = d2 + 2 • (1 + Х) • m = 320 + 2 • (1 + 0) • 10 = 340 мм.

Диаметр колеса наибольший:

мм.

Диаметр впадин df2 = d2? 2 • m • (1,2? Х) = 320? 2 • 10 • (1,2? 0) = 296 мм.

Ширина венца b2 = шa • aW = 0,355 • 200 = 71 мм, где ша = 0,355 при Z1 = 2.

Принимаем b2 = 71 мм.

3.4 Проверочный расчет передачи на прочность Скорость скольжения в зацеплении м/с, где м/с? окружная скорость на червяке.

Уточняем допускаемое контактное напряжение:

Расчетное контактное напряжение:

МПа, где KV = 1? скоростной коэффициент.

Расчетное контактное напряжение меньше допускаемого: уН < [у]H (191 МПа < 205,2 МПа). Условие контактной прочности выполняется.

3.5 КПД передачи где с = 0є52' - приведенный угол трения.

3.6 Силы в червячном зацеплении Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:

Н.

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:

Н.

Радиальная сила:

Н.

3.7 Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба Расчетное напряжение изгиба:

МПа, где YF = 1,45 — коэффициент формы зуба.

Расчетное напряжение изгиба меньше допускаемого: уF < [у]F (12,46 МПа < 64,05 МПа).

Условие контактной прочности выполняется.

3.8 Тепловой расчет Мощность на червяке Вт.

Температура нагрева масла без искусственного охлаждения, °С:

где ш = 0,3 — коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в раму;

[t]РАБ = 95 °C — максимальная допустимая температура нагрева масла;

КТ = 12 Вт / (м2 • °С) — коэффициент теплоотдачи;

А = 0,95 м²? приближенная площадь поверхности охлаждения корпуса.

< [t]РАБ = 95єС.

Охлаждение вентилятором не требуется.

IV. РАЗРАБОТКА ЭСКИЗНОГО ПРОЕКТА После определения межосевых расстояний, размеров колес и червяков приступают к разработке конструкции редуктора. Первым этапом конструирования является разработка эскизного проекта. При эскизном проектировании определяют размеры валов, расстояния между деталями передач, выбирают типы подшипников и схемы их установки.

4.1 Размеры валов Определяются диаметры и длины различных участков валов редуктора.

Быстроходный вал (рис. 2):

Рис. 2 Быстроходный вал редуктора Диаметр выходного конца вала:

мм, где ТБ = 60,119 Н•м — вращающий момент на быстроходном валу.

Принимаем из конструктивных соображений d = 32 мм согласно ГОСТ 12 080;66 «Концы валов цилиндрические».

Диаметр вала в месте установки подшипника:

dП? d + 2 · t = 32 + 2 • 3,5 = 39 мм, где t = 3,5 мм — высота заплечика.

Принимаем dП = 40 мм.

Диаметр буртика для упора подшипника:

dБП? dП + 3 • r = 35 + 3 • 2,5 = 47,5 мм, где r = 2,5 мм — координата фаски подшипника.

Принимаем dБП = 50 мм.

Длина промежуточного участка вала:

lКБ = 2 · dП = 2 • 40 = 56 мм.

Промежуточный вал (рис. 3):

Рис. 3 Промежуточный вал редуктора Диаметр вала в месте установки колеса:

мм, где ТПР = 108,649 Н•м — вращающий момент на промежуточном валу.

Принимаем из конструктивных соображений dK = 36 мм.

Диаметр буртика для упора колеса:

dБК? dК + 3 • f = 36 + 3 • 1,2 = 39,6 мм, где f = 1,2 мм — размер фаски колеса.

Принимаем dБК = 40 мм.

Диаметр вала в месте установки подшипника:

dП = dК — 3 · r = 36? 3 • 2,5 = 28,5 мм, где r = 2,5 мм — координата фаски подшипника.

Принимаем dП = 40 мм.

Тихоходный вал (рис. 4):

Рис. 4 Тихоходный вал редуктора Диаметр выходного конца вала:

мм, где ТТ = 1303,889 Н· м — вращающий момент на тихоходном валу.

Принимаем d = 60 мм согласно ГОСТ 12 080;66 «Концы валов цилиндрические».

Диаметр вала в месте установки подшипника:

dП? d + 2 · t = 60 + 2 • 4,6 = 69,2 мм, где t = 4,6 мм — высота заплечика.

Принимаем dП = 70 мм.

Диаметр буртика для упора подшипника:

dБП? dП + 3 • r = 70 + 3 • 3,5 = 80,5 мм, где r = 3,5 мм — координата фаски подшипника.

Принимаем dБП = 90 мм.

Диаметр вала в месте установки колеса:

dК = dБП = 90 мм.

Длина промежуточного участка вала lКТ = 1,2 · dК = 1,2 • 90 = 108 мм.

4.2 Расстояния между деталями передач Чтобы вращающиеся колеса не задевали за внутренние стенки корпуса, между ними оставляют зазор, который определяют по формуле:

мм, где L = aW T + 0,5 • daM2 T + 0,5 • daM2 Б = 200 + 177,5 + 74 = 451,5 мм — наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес b0? 4 • a = 4 • 11 = 44 мм.

V. РАЗРАБОТКА КОНСТРУКЦИИ РЕДУКТОРА

5.1 Конструирование червячного колеса т/х ступени

Рис. 5 Червячное колесо т/х ступени редуктора В целях экономии червячное колесо выполняется составным: венец? из бронзы, а центр из стали (рис. 5). Соединение центра с венцом осуществляется посадкой с натягом.

Определим основные конструктивные размеры колеса:

Диаметр отверстия d = 90 мм.

Диаметр ступицы dCT = (1,5.1,55) • d = (1,5.1,55) • 90 = 135 мм.

Ширина венца b2 = 71 мм.

Длина ступицы lCT = (1,0.1,6) • d = (1,0.1,6) • 50 = 117 мм.

Размер фаски f = 0,5 • m = 0,5 • 10 = 5 мм.

Толщина венца S = 2 • m + 0,05 • b2 = 2 • 10 + 0,05 • 71 = 23,55 мм, принимаем S = 24 мм.

Толщина венца центра S0 = 1,25 • S = 1,25 • 24 = 30 мм.

Толщина диска С = (1,2.1,3) • S0 = (1,2.1,3) • 30 = 37,5 мм, принимаем С = 38 мм.

Ширина упорного буртика h? 0,15 • b2 = 0,15 • 71 = 10,65 принимаем h = 9 мм.

Высота буртика t = 0,8 • h = 0,8 • 11 = 8,8 мм, принимаем t = 9 мм.

Посадка венца на центр Н7/s6.

5.2 Конструирование сквозной крышки подшипников быстроходного вала Крышки подшипников изготавливаются из чугуна марки СЧ20. Для быстроходного вала используется привертная фланцевая сквозная крышка (рис. 6).

Основные размеры крышки:

Наружный диаметр подшипника D = 90 мм.

Толщина стенки д = 8 мм.

Диаметр крепежных винтов d = 8 мм.

Количество винтов z = 4.

Толщина фланца д1 = 1,2 • д = 1,2 • 6 = 7,2 > 8 мм.

Толщина буртика д2 = (0,9.1) • д = (0,9.1) • 6 = 5,4.6 мм, принимаем д2 = 6 мм.

Диаметр фланца DФ = D + (4.4,4) • d = 90 + (4.4,4) • 8 = 124 мм, принимаем DФ = 124 мм.

Расстояние с? d = 8 мм.

Рис. 6 Крышка подшипника сквозная

5.3 Конструирование сквозной крышки подшипников т/х вала Крышки подшипников изготавливаются из чугуна марки СЧ20. Для т/х вала используется привертная фланцевая сквозная крышка (рис. 6).

Основные размеры крышки:

Наружный диаметр подшипника D = 150 мм.

Толщина стенки д = 8 мм.

Диаметр крепежных винтов d = 12 мм.

Количество винтов z = 6.

Толщина фланца д1 = 1,2 • д = 1,2 • 8 = 9,6 > 10 мм.

Толщина буртика д2 = (0,9.1) • д = (0,9.1) • 8 = 8 мм, принимаем д2 = 8 мм.

Диаметр фланца DФ = D + (4.4,4) • d = 150 + (4.4,4) • 12 = 200,4 мм, принимаем DФ = 200 мм.

Расстояние с? d = 12 мм.

5.4 Конструирование глухой крышки подшипника промежуточного вала Основные размеры крышки:

Наружный диаметр подшипника D = 72 мм.

Рис. 7 Крышка подшипника глухая Толщина стенки д = 6 мм.

Диаметр крепежных винтов d = 8 мм.

Количество винтов z = 4.

Толщина фланца д1 = 1,2 • д = 1,2 • 6 = 7,2 мм, принимаем д1 = 8 мм.

Толщина буртика д2 = (0,9.1) • д = (0,9.1) • 6 = 5,4.6 мм, принимаем д2 = 6 мм.

Диаметр фланца DФ = D + (4.4,4) • d = 72 + (4.4,4) • 8 = 105,6 мм, принимаем DФ = 106 мм.

Расстояние с? d = 8 мм.

5.5 Конструирование глухой крышки подшипника тихоходного вала Основные размеры крышки:

Наружный диаметр подшипника D = 150 мм.

Толщина стенки д = 8 мм.

Диаметр крепежных винтов d = 12 мм.

Количество винтов z = 6.

Толщина фланца д1 = 1,2 • д = 1,2 • 8 = 9,6 мм, принимаем д1 = 10 мм.

Толщина буртика д2 = (0,9.1) • д = (0,9.1) • 8 = 8 мм, принимаем д2 = 8 мм.

Диаметр фланца DФ = D + (4.4,4) • d = 150 + (4.4,4) • 12 = 200,4 мм, принимаем DФ = 200 мм.

Расстояние с? d = 12 мм.

5.6 Конструирование стакана промежуточного вала В качестве опоры промежуточного вала используется стакан (рис. 8), который отливается из серого чугуна марки СЧ15.

Основные размеры стакана:

Наружный диаметр подшипника D = 72 мм.

Толщина стенки д = 6 мм.

Рис. 8 Стакан подшипников Диаметр крепежных винтов d = 8 мм.

Количество винтов z = 4.

Толщина фланца д2 = 1,2 • д = 1,2 • 6 = 7,2 мм, принимаем д2 = 7 мм.

Принимаем с = h = d = 6 мм.

Диаметр фланца DФ = Dа + (4.4,4) • d = 104 + (4.4,4) • 6 = 136 мм, принимаем DФ = 136 мм.

5.7 Конструирование корпусных деталей Корпусные детали имеют сложную форму, поэтому их получаем методом литья из серого чугуна марки СЧ15. При конструировании литой корпусной детали стенки следует выполнять одинаковой толщины. Чем больше размеры корпуса, тем толще должны быть его стенки.

Толщину стенок назначают в зависимости от крутящего момента на выходном валу:

мм, принимаем д = 7 мм.

Плоскости стенок, встречающиеся под прямым углом, сопрягают дугами радиусом:

r = 0,5 • д = 0,5 • 7 = 3,5 > 4 мм

R = 1,5 • д = 1,5 • 7 = 10,5 > 10 мм Толщина стенки крышки корпуса 1 0,9 • = 0,9 • 7 = 6,3 мм, принимаем д1 = 7 мм.

Для соединения корпуса 1 и корпуса 2 по всему контуру плоскости разъема редуктора выполняют специальные фланцы.

Для соединения крышки с корпусом используют винты (ГОСТ 1491−80).

Опорную поверхность корпуса выполняют в виде двух небольших платиков, расположенных в местах установки болтов. Такое расположение снижает расход металла и уменьшает время обработки опорной поверхности корпуса, снижает нагрузки на резьбовые детали.

Диаметр винта крепления крышки корпуса к основанию:

мм, принимаем d = 10 мм.

Диаметр винта крепления редуктора к плите dФ = 0,036 • 200+12= 19,2 = 20 мм.

Число винтов принимают z = 6.

Места крепления корпуса к плите или раме располагают на большом расстоянии друг от друга и оформляют в виде ниш, расположенных по углам корпуса.

VI. РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ Шпонки призматические со скругленными торцами Размеры сечений шпонок и шпоночных пазов по ГОСТ 23 360–78

Рис. 9 Шпонка призматическая.

Материал шпонок — сталь 45 среднеуглеродистая ГОСТ 4543–71.

От условия прочности на смятие рассчитывается часть шпонки, выступающая из вала.

Где [уCM]= 150 МПа

— напряжение смятия

— крутящийся момент на валу

— рабочая длина шпонки

— диаметр вала

— высота шпонки

— глубина паза

— полная длина шпонки

— ширина шпонки Условие прочности на срез шпонки Где [фCР] = 100 МПа — допускаемое напряжение на срез.

Шпоночное соединение вала электродвигателя с муфтой:

Т=60,119 Нм, d=48 мм, шпонка 12Ч9Ч90, = 5,5 мм.

lр = l — b = 90 — 12 = 78 мм.

Условие прочности на смятие МПа

[у] < [уCM] (9,175 МПа < 150 МПа) Условие прочности на смятие выполняется.

Условие прочности на срез шпонки МПа.

[ф] < [фCР] (25 МПа < 100 МПа) Условие прочности на срез также выполняется.

Шпоночное соединение вала редуктора с муфтой:

Т=60,119 Нм, d=32 мм, шпонка 10Ч8Ч46, = 5 мм.

lр = l — b = 46 — 10 = 36 мм.

Условие прочности на смятие МПа

[у] < [уCM] (34,791 МПа < 150 МПа) Условие прочности на смятие выполняется.

Условие прочности на срез шпонки МПа.

[ф] < [фCР] (13,046 МПа < 100 МПа) Условие прочности на срез также выполняется.

Шпоночное соединение зубчатого колеса с промежуточным валом:

Т=108,649 Нм, d=40 мм, шпонка 12Ч8Ч32, = 5 мм.

lр = l — b = 32 — 12 = 20 мм.

Условие прочности на смятие МПа

[у] < [уCM] (90,54 МПа < 150 МПа) Условие прочности смятие также выполняется.

Условие прочности на срез шпонки

МПа.

[ф] < [фCР] (33,952 МПа < 100 МПа) Условие прочности на срез также выполняется.

Шпоночное соединение червячного колеса с т/х валом:

Т=1303,889 Нм, d=90 мм, шпонка 25Ч14Ч65, = 9 мм.

lр = l — b = 65 — 25 = 40 мм.

Условие прочности на смятие МПа

[у] < [уCM] (144,876 МПа < 150 МПа) Условие прочности на смятие выполняется.

Условие прочности на срез шпонки МПа.

[ф] < [фCР] (28,975 МПа < 100 МПа) Условие прочности на срез также выполняется.

Шпоночное соединение приводной звёздочки с т/х валом:

Т=1303,889 Нм, d=60 мм, шпонка 18Ч11Ч95, = 7 мм.

lр = l — b = 95 — 18 = 77 мм.

Условие прочности на смятие МПа

[у] < [уCM] (141,113 МПа < 150 МПа) Условие прочности на смятие выполняется.

Условие прочности на срез шпонки МПа.

[ф] < [фCР] (47,037 МПа < 100 МПа) Условие прочности на срез также выполняется.

VII. КОНСТРУИРОВАНИЕ МУФТЫ Упругая муфта:

В качестве упругой муфты используется упругая втулочно-пальцевая муфта МУВП (рис. 10). Эти муфты получили широкое распространение благодаря относительной простоте конструкции и удобству замены упругих элементов. Однако их характеризует невысокая компенсирующая способность, а при соединении несоосных валов? достаточно большое силовое воздействие на валы и опоры, при этом резиновые втулки быстро разрушаются. Муфты МУВП стандартизованы? ГОСТ 21 424–93.

Рис. 10 Упругая втулочно-пальцевая муфта В стандартной муфте отверстия для концов валов могут быть или оба конические или оба цилиндрические. В нашем случае вал двигателя и вал редуктора имеют цилиндрические формы.

По ГОСТ 21 424–93 подбираем муфту 250−32−3-У3.

Ее характеристики:

— Номинальный вращающий момент Т = 250 Н•м.

— Диаметр посадочного отверстия (для вала электродвигателя) 48 мм.

— Климатическое исполнение У, категория 3.

В этой муфте заменяем одну из полумуфт оригинальной полумуфтой с цилиндрической посадочной поверхностью диаметром 32 мм под вал редуктора.

VIII. Выбор смазочных материалов и системы смазывания Для уменьшения потерь мощности на трение, снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание трущихся поверхностей.

Наиболее часто в редукторах используют картерную систему смазывания, при которой корпус является резервуаром для масла. В корпус редуктора масло заливают через верхний люк. Его заливают так, чтобы червяк был в него погружен. Червяк при вращении увлекает масло, разбрызгивая его внутри корпуса. При работе передачи масло постепенно загрязняют продукты изнашивания, оно стареет — свойства его ухудшаются. Поэтому масло периодически меняют. Для слива масла в корпусе выполняют сливное отверстие, закрываемое пробкой с конической резьбой.

Сорт масла назначают в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости. Поскольку рекомендуемая кинематическая вязкость для червячных передач при температурах до 50єС равна 32 мм2/с, то больше всего подходит масло ЦИЛИНДРОВОЕ 52.

Также производится смазка зубчатой передачи, подшипники смазываются масляным туманом, который образуется от работы разбрызгивателя, установленного на быстроходном валу.

IX. КОНСТРУИРОВАНИЕ РАМЫ При монтаже приводов, состоящих из электродвигателя и редуктора, должны быть выдержаны определенные требования точности относительного положения узлов. Для этого узлы привода устанавливают на основании. В качестве основания при единичном производстве выгоднее использовать сварные рамы, сваренные из элементов сортового проката: швеллеров, уголков, полос и листов.

Высота рамы Н = (0,08.0,1) • L = (0,08.0,1) • 1300 = 130 мм, где L = 1300 мм? примерная длина рамы.

Используем швеллеры № 14 согласно ГОСТ 8240–89. Размеры швеллеров: высота h = 140 мм, ширина полки b = 58 мм, толщина стенки S = 4,9 мм.

Редуктор размещаем на базовых поверхностях? платиках, толщина которых 3 см.

Поскольку рама при сварке сильно коробится, то все базовые поверхности после сварки подвергаются правке (рихтовке).

Для крепления рамы к полу используются болты с шестигранной головкой диаметром 20 мм в количестве 6 штук.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. — М.: Машиностроение, 2001.

2. Атлас конструкций узлов и деталей машин: учебное пособие для вузов по машиностроительным специальностям / Под ред. О. А. Ряховского. — М.: Изд-во МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2009. — 399 с.

3. Гулиа Н. В. Детали машин: учебник для технических вузов. — СПб: Лань, 2010. — 415 с.

4. Дунаев П. Ф. Детали машин. Курсовое проектирование: учебное пособие для среднего проф. образования. — М.: Машиностроение, 2007. — 559 с.

5. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: уч. пособие для машиностр. спец. вузов. — М.: Высшая школа, 2007. — 456 с.

6. Иванов М. Н., Финогенов В. А. Детали машин: учебник для технических вузов. — М.: Высшая школа, 2007. — 408 с.

7. Курмаз Л. В. Конструирование узлов и деталей машин: справочное уч.-мет. пособие. — М.: Высшая школа, 2007. — 456 с.