Грузоподъемность
|
F, кН
|
1,5
|
Скорость подъема
|
м/с
|
0,65
|
Шаг тяговой цепи
|
р, мм
|
150
|
Число зубьев звездочки
|
z
|
7
|
Допускаемое отклонение скорости грузовой цепи
|
д, %
|
6
|
Срок службы привода
|
Lг, лет
|
5
|
Введение
Курс «Детали машин» посвящен рассмотрению основ расчета и конструирования
деталей и узлов общего назначения, встречающихся в различных механизмах и
машинах.
Механизмом называют систему твердых тел, предназначенную для
преобразования движения одного или нескольких тел в требуемые движения других
тел (редуктор, коробка передач и др.).
Машиной называют механизм или устройство, выполняющее механические
движения, служащие для преобразования энергии, материалов или информации с
целью облегчения или замены физического или умственного труда человека и
повышения его производительности.
Все машины состоят из деталей, которые объединены в узлы (сборочные
единицы). Деталью называют часть машины, изготовленную без применения сборочных
операций (болт, шпонка, зубчатое колесо и др.). Узлом называют сборочную
единицу, состоящую из деталей, имеющих общее функциональное назначение
(подшипник качения, вал в сборе с подшипниками и зубчатыми колесами, коробка
передач, муфта и др.).
Целью курса является изучение основ расчета и конструирования деталей и
узлов общего назначения с учетом режима работы и требуемого ресурса машины. При
этом рассматриваются вопросы выбора материала, способа термической обработки,
получения рациональной формы деталей, их технологичности и необходимой точности
изготовления.
Редуктор - это механизм, предназначенный для понижения угловой скорости и
увеличения передаваемого момента в приводах от двигателя к рабочей машине.
Основными узлами механизма являются зубчатые передачи, валы, подшипники и
корпус редуктора.
Цель данного курсового проекта рассчитать и спроектировать привод
качающегося подъёмника, включающий: электродвигатель; червячный редуктор;
муфту.
1. Срок службы приводного устройства
Условия эксплуатации машинного агрегата.
Проектируемый машинный агрегат служит приводом качающегося подъемника и
может использоваться на предприятиях различного направления. Привод состоит из
электродвигателя, вал которого через поклиновую ременную передачу соединен с
ведущим валом червячного редуктора, ведомый вал червячного редуктора через упругую
муфту с торообразной оболочкой соединяется со звездочкой тяговой цепм.
Проектируемый привод работает в 2 смены в реверсивном режиме. Характер нагрузки
- с малыми колебаниями.
Срок службы привода определяется по формуле
Lh = 365LГКГtcLcKc
где LГ = 5 лет - срок службы привода;
КГ - коэффициент годового использования;
КГ = 300/365 = 0,82
где 300 - число рабочих дней в году;
tc = 8 часов - продолжительность смены
Lc = 2 - число смен
Кс = 1 - коэффициент сменного использования.
Lh = 365·5·0,82·8·2·1 = 24000 часа
С учетом времени затрачиваемого на ремонт, профилактику и т.п. принимаем
ресурс привода 21·103 часов.
Таблица 1.
Эксплуатационные характеристики машинного агрегата
Место установки
|
Lг
|
Lс
|
tс
|
Lh
|
Характер нагрузки
|
Режим работы
|
Заводской цех
|
5
|
2
|
8
|
21000
|
С малыми колебаниями
|
Реверсивный
|
привод двигатель червячный
2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода
.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя
Требуемая мощность рабочей машины
Ррм = Fv =
1,5·0,65 = 0,975 кВт
Частота вращения звездочки
nрм
= 6·104v/zp = 6·104·0,65/7·150 = 37 об/мин
Общий коэффициент полезного действия
з = зрпзчпзпк2зм,
где зм = 0,98 - КПД муфты [1c.40],
зчп = 0,80 - КПД закрытой червячной передачи,
зpп = 0,97 - КПД открытой ременной
передачи,
зпк = 0,995 - КПД пары подшипников качения,
з = 0,97·0,80·0,9952·0,98 = 0,753.
Требуемая мощность двигателя
Ртр = Ррм/з = 0,975/0,753 = 1,295 кВт.
Выбираем асинхронный электродвигатель 4А80В4:
мощность - 1,5 кВт,
синхронная частота - 1500 об/мин,
рабочая частота - 1415 об/мин.
2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней
Общее передаточное число привода
u = n1/nрм = 1415/37 = 38,24
Принимаем для червячной передачи u2= 20, тогда для открытой передачи
u1= u/u2= 38,24/20 = 1,91
.3 Определение силовых и кинематических параметров привода
Числа оборотов валов и угловые скорости:
n1 = nдв =1415 об/мин w1
=1415р/30 =148,2 рад/с
n2 = n1/u1 =1415/1,91 =740 об/мин w2=740р/30 =
77,5 рад/с
n3 = n2/u2 =740/20 = 37 об/мин w3= 37р/30 =
3,87 рад/с
Фактическое значение скорости вращения колонны
v = zpn3/6·104 = 7·150·37/6·104 = 0,65
м/с
Отклонение фактического значения от заданного
д = 0%
Мощности передаваемые валами:
P1 = Pтр = 1295 Вт
P2 = P1зрпзпк = 1295·0,97·0,995 = 1250 Вт
P3 = P2зчпзпк = 1250·0,80·0,995 = 995 Вт
Крутящие моменты:
Т1 = P1/w1 = 1295/148,2 = 8,74 Н·м
Т2 = 1250/77,5 = 16,1 Н·м
Т3 = 995/3,87 = 257,1 Н·м
Результаты расчетов сводим в Таблицу 2.
Таблица 2.
Вал
|
Число оборотов об/мин
|
Угловая скорость рад/сек
|
Мощность кВт
|
Крутящий момент Н·м
|
Вал электродвигателя
|
1415
|
148,2
|
1,295
|
8,74
|
Ведущий вал редуктора
|
740
|
77,5
|
1,250
|
16,1
|
Ведомый вал редтора
|
37
|
3,87
|
0,995
|
257,1
|
3. Выбор материалов червячной передачи и определение
допускаемых напряжений
Принимаем, согласно рекомендациям [1c.53], для червяка сталь 45 с закалкой до твердости >HRC45.
Ориентировочное значение скорости скольжения:
vs = 4,2uw310-3M21/3 = 4,2×20,0×3,87×10-3×257,11/3 = 2,07 м/с,
при vs <5 м/с рекомендуется [1 c54] бронза БрА10Ж4Н4, способ отливки
- центробежный: sв = 700 МПа,
sт = 460 МПа.
Допускаемые контактные напряжения:
[s]H = 300 - 25vs = 300 - 25×2,07 = 248 МПа.
Допускаемые напряжения изгиба при реверсивной передаче:
[s]F = 0,16sвKFL,
где КFL -
коэффициент долговечности.
KFL = (106/NэН)1/9,
где NэН - число циклов перемены напряжений.
NэН
= 573w2Lh = 573×3,87×21000 = 4,6×107.
KFL = (106/4,6×107)1/9 = 0,653
[s]F = 0,16×700×0,653 = 73 МПа.
Таблица 3.
Механические характеристики материалов червячной передачи
Элемент передачи
|
Марка стали
|
Термообработка
|
ув
|
у-1
|
[у]Н
|
[у]F
|
|
|
|
Н/мм2
|
Червяк
|
45
|
Закалка>HRC45
|
780
|
335
|
|
|
Колесо
|
Сборное: венец - БрА10Ж4Н4
|
|
700
|
460
|
248
|
73
|
4. Расчет закрытой червячной передачи
Межосевое расстояние
=
61(257,1·103/2482)1/3 = 98 мм
принимаем
аw = 100 мм
Основные
геометрические параметры передачи
Модуль
зацепления:
m = (1,5¸1,7)aw/z2,
где
z2 - число
зубьев колеса.
При
передаточном числе 20,0 число заходов червяка z1 = 2, тогда число зубьев колеса:
z2 = z1u = 2×20,0 = 40
m = (1,5¸1,7)100/40 = 3,8¸4,3 мм,
принимаем
m = 4,0 мм.
Коэффициент
диаметра червяка:
q = (0,212¸0,25)z2 = (0,212¸0,25)40 = 8,5¸10
принимаем
q = 10
Коэффициент
смещения
x = a/m -
0,5(q+z2)
х
= 100/4,0 - 0,5(10+40) = 0
Фактическое
значение межосевого расстояния:
aw =
0,5m(q+z2+2x)
aw =
0,5×4,0(10+40 - 2×0) =
100 мм
Делительный
диаметр червяка:
d1 = qm =10×4,0 = 40 мм
Начальный
диаметр червяка
dw1 = m(q+2x) = 4,0(10-2·0) = 40,0 мм
Диаметр
вершин витков червяка:
da1 = d1+2m
da1 = 40+2×4,0 = 48 мм.
Диаметр
впадин витков червяка:
df1 = d1 - 2,4m
df1 = 40 - 2,4×4,0 =
30 мм.
Длина
нарезной части червяка:
b1 = (10+5,5|x|+z1)m + C
b1 = (10+5,5×0+2)4,0+0
= 48 мм.
при
х < 0 ® С = 0.
Делительный
угол подъема линии витка:
g =
arctg(z1/q) = arctg(2/10) = 11,31є
Делительный
диаметр колеса:
d2 = mz2
d2 = 4,0×40 = 160 мм.
Диаметр
выступов зубьев колеса:
da2 = d2+2m(1+x)
da2 = 160+2×4,0(1+0) = 168
мм.
Диаметр
впадин зубьев колеса:
df2 = d2 - 2m(1,2
- x)
df2 = 160 - 2×4,0(1,2
- 0) = 150 мм.
Наибольший
диаметр зубьев колеса:
dam2 = da2+6m/(z1+2)
dam2 = 168+6×4,0/(2+2) = 174 мм.
Ширина
венца колеса:
b2 = 0,355aw = 0,355×100 = 36 мм.
Фактическое
значение скорости скольжения
vs = uw2d1/(2000cosg)
vs =
20×3,87×40/(2000cos11,31є)
= 1,58 м/с
Коэффициент
полезного действия червячной передачи
h = (0,95¸0,96)tgg/tg(g+j)
где
j = 2,50є - приведенный угол трения [1c.74].
h = (0,95¸0,96)tg11,31є/tg(11,31є+2,50є) = 0,78.
Силы
действующие в зацеплении
Окружная
на колесе и осевая на червяке:
Ft2 = Fa1 = 2Т2/d2 = 2×257,1×103/160 = 3214 H.
Радиальная
на червяке и колесе:
Fr1 = Fr2 = Ft2tga = 3214×tg20° =1170 H.
Окружная
на червяке и осевая на колесе:
Ft1 = Fa2 = 2M1/d1 = 2×16,1×103/40
= 805 H
Расчетное
контактное напряжение
sН = 340(Ft2K/d1d2)0,5,
где
К - коэффициент нагрузки.
Окружная
скорость колеса
v2 = w3d2/2000 = 3,87×160/2000
= 0,30 м/с
при
v2 < 3
м/с ® К = 1,0
sН = 340(3214×1,0/40×160)0,5 = 241 МПа,
недогрузка
(248 - 241)100/248 = 2,8% <10%.
Расчетное
напряжение изгиба для зубьев колеса
sF = 0,7YF2Ft2K/(b2m),
где
YF2 -
коэффициент формы зуба колеса.
Эквивалентное
число зубьев колеса:
zv2 = z2/(cosg)3 = 40/(cos11,31є)3
= 42,4 ® YF2 = 1,52.
sF = 0,7×1,52×3214×1,0/(36×4,0) = 23,7
МПа.
Условие
sF
< [s]F = 73 МПа выполняется.
Так
как условия 0,85<sH < 1,05[sH] и sF < [sF] выполняются, то можно утверждать, что устойчивая
работа червячной закрытой передачи обеспечена в течение всего срока службы
привода.
Таблица
4.
Проектный расчет
|
Параметр
|
Значение
|
Параметр
|
Значение
|
Межосевое расстояние aw
|
100 мм.
|
Ширина зубчатого винца b2
|
36 мм.
|
Модуль зацепления m
|
4
|
Длина нарезаемой части червяка b1
|
48 мм
|
Коэффициэнт диаметра червяка q
|
10 мм
|
Диаметры червяка: Делительный d1 Начальный dw1 Вершин витков da21 Впадин витков dл
|
40 40 48 30
|
Делительный угол витков червяка Y, град.
|
11,31ᵒ
|
|
|
Угол обхвата червяка венцом, 2б град.
|
|
Диаметры колеса: Делительный d2 = dw2 Вершин зубьев da2 Впадин зубьев dл Наибольший daм2
|
160 168 150 174
|
Число витков червяка z1
|
2
|
|
|
Число зубьев колеса z2
|
40
|
|
|
5. Расчет и проектирование поликлиновой ременной передачи
открытого типа
Выбор ремня
По номограмме выбираем ремень сечения К
Диаметры шкивов
Минимальный диаметр малого шкива d1min =40 мм [1c84]
Принимаем диаметр малого шкива на 1ч2 размера больше d1 = 80 мм
Диаметр большого шкива
d2 = d1u(1-е)
= 80∙1,91(1-0,01) = 152 мм
где е = 0,01 - коэффициент проскальзывания
принимаем d2 = 160 мм
Фактическое передаточное число
u = d2/d1(1 - е) = 160/80(1 - 0,01) = 2.02
Отклонение от заданного Дu =
(2,02 - 1,91)·100/1,91 = 5,7% < 6%
Межосевое расстояние
a >
0,55(d1+d2) + H = 0,55(80+160) + 4,0 = 136 мм
h =
4,0 мм - высота ремня сечением K
принимаем а = 200 мм
Длина ремня L = 2a + w +y/4a
w =
0,5р(d1+d2) = 0,5р(80+160) = 377
y = (d2 - d1)2 = (160 - 80)2 = 6400
L = 2∙200
+ 377 + 6400/4∙200 = 785 мм
принимаем L = 800 мм
Уточняем межосевое расстояние
a =
0,25{(L - w) + [(L - w)2 - 2y]0,5}
а = 0,25{(800 - 377) +[(800 - 377)2 - 2∙6400]0,5}
= 208 мм
Угол обхвата малого шкива
б1 = 180 - 57(d2 - d1)/a = 180 - 57(160-
80)/208 = 158є
Скорость ремня
v = рd1n1/60000 = р80∙1415/60000
= 5,9 м/с
Окружная сила
Ft = Р/v = 1,295∙103/5,9 =
219 H
Допускаемая мощность передаваемая одним ремнем
Коэффициенты
Cp = 0,9 - спокойная нагрузка при двухсменном режиме
Cб = 0,93 - при б1 = 158є
Сl = 1,02 - коэффициент учитывающий
отношение L/L0, L0=0,7 м
[Р] = Р0CpCб
P0
= 2,35 кВт -
номинальная мощность передаваемая одним ремнем
[Р] = 2,35∙0,9∙0,93·1,02 = 2,00 кВт
Число клиньев
Z =
10Р/[Р] = 10·1,295/2,00 = 6,5
принимаем Z = 7
Натяжение ветви ремня
F0=850Р /VCpCб=850∙1,295/5,9∙0,93∙0,9=223
H
Сила действующая на вал
Fв = 2F0sin(б1/2) = 2∙223sin(158/2)
= 433 H
Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви ремня
уmax = у1 + уи+ уv < [у]p = 10 Н/мм2
у1 - напряжение растяжения
у1 = F0/A + Ft/2A = 223/60 + 219/∙2∙60 = 5,54 Н/мм2
А - площадь сечения ремня
А = 0,5b(2H - h)
b -
ширина ремня
b = (z - 1)p + 2f =
(7- 1)2,4 + 2·3,5 = 21,4 мм
А = 0,5·21,4(2·4,0 - 2,35) = 60 мм2
уи - напряжение изгиба
уи
= Eиh/d1 = 80∙2,35/80 = 2,35 Н/мм2
Eи
= 80 Н/мм2
- модуль упругости
уv
= сv210-6 = 1300∙5,92∙10-6
= 0,05 Н/мм2
с = 1300 кг/м3 - плотность ремня
уmax = 5,54+2,35+0,05 = 7,94 Н/мм2
условие уmax < [у]p
выполняется
6. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора
Материал быстроходного вала - сталь 45,
термообработка - улучшение: ув = 780 МПа;
Допускаемое напряжение на кручение [ф]к = 10ч20 МПа
Диаметр быстроходного вала
где
Т - передаваемый момент;
d1 = (16,1·103/р10)1/3 = 20 мм
принимаем
диаметр выходного конца d1 = 25 мм;
длина
выходного конца:
l1 = (1,0¸1,5)d1 = (1,0¸1,5)25 = 25¸38 мм,
принимаем
l1 = 40 мм.
Диаметр
вала под уплотнением:
d2 = d1+2t =
25+2×2,2 = 29,4 мм,
где:
t = 2,2 мм -
высота буртика;
принимаем
d2 = 30 мм:
длина
вала под уплотнением:
l2 » 1,5d2 =1,5×30 = 45 мм.
Диаметр
вала под подшипник:
d4 = d2 = 30 мм.
Вал
выполнен заодно с червяком
Диаметр
выходного конца тихоходного вала:
d1 = (257,1·103/р15)1/3 = 44 мм
принимаем
диаметр выходного конца d1 = 45 мм;
Диаметр
вала под уплотнением:
d2 = d1+2t =
45+2×2,5 = 50,0 мм,
где
t = 2,5 мм - высота буртика;
принимаем
d2 = 45 мм
.
Длина
вала под уплотнением:
l2 » 1,25d2 =1,25×50 = 63 мм.
Диаметр
вала под подшипник:
d4 = d2 = 50 мм.
Диаметр
вала под колесом:
d3 = d2 + 3,2r =
50+3,2×2,5 = 58,0 мм,
принимаем
d3 = 60 мм.
7.
Выбор подшипников
В
связи с тем, что в червячном зацеплении возникают значительные осевые нагрузки,
предварительно назначаем радиально-упорные конические подшипники средней серии
№27306 для червячного вала, устанавливаемее в фиксирующей опоре В как
сдвоенные. В плавающей опоре А используется радиальный шарикоподшипник №306,
воспринимающий только радиальные нагрузки. Для тихоходного вала выбираем
радиально-упорные шарикоподшипники легкой серии №7210.
Таблица
5.
Размеры
и характеристика выбранного подшипника
№
|
d, мм
|
D, мм
|
B, мм
|
C, кН
|
C0, кН
|
е
|
Y
|
27306
|
30
|
72
|
19
|
30,0
|
21,0
|
0,721
|
0,833
|
306
|
30
|
72
|
21
|
29,1
|
14,6
|
|
|
7210
|
50
|
90
|
22
|
52,9
|
40,6
|
0,37
|
1,60
|
8. Проверочный расчет подшипников
.1 Быстроходный вал
Эквивалентная нагрузка фиксирующей опоры В.
P = (XVFRB + YFa)КбКТ,
где Х - коэффициент радиальной нагрузки
Y -
коэффициент осевой нагрузки
V = 1
- вращается внутреннее кольцо подшипника [1c. 212]
Кб = 1,5 - коэффициент безопасности [1c. 214]
КТ = 1 - работа при t < 100o
C [1c. 214]
отношение Fa/В =
3214/404 = 7,9 > e : следовательно
Х = 0,4; Y = 0,833
Р = (0,4·1·404+0,833×3214)1,5·1 = 4258 Н
Требуемая грузоподъемность подшипника
Динамическая грузоподъемность сдвоенного роликоподшипника в 1,7 раза
больше грузоподъемности одинарного подшипника, тогда
Стр = Р(573wL/106)0,3
=
= 4258(573×77,5×21000/106)0,3 = 33,1 кH < C= 30,0·1,7 = 51,0 кН
Условие Стр < C выполняется.
Расчетная долговечность подшипников
= 106(51,0×103 /4258)3,333/60×740 = 88472 часов,
больше
ресурса работы привода, равного 21000 часов.
Эквивалентная
нагрузка плавающей опоры А
P = (XVFRА)КбКТ,
где
Х = 1 - коэффициент радиальной нагрузки
Р
= (1,0·1·1680)1,5·1 = 2520 Н
Требуемая
грузоподъемность подшипника: Стр = Р(573wL/106)0,333
Стр
= 2520(573×77,5×21000/106)0,333
= 24,6 кH < C= 29,1 кН
Условие
Стр < C выполняется.
Расчетная
долговечность подшипников
= 106(29,1×103 /2520)3/60×740 = 34681 часов,
больше
ресурса работы привода, равного 21000 часов.
.2
Тихоходный вал
Эквивалентная
нагрузка
Осевые
составляющие реакций опор:
SC = 0,83eC = 0,83×0,37·8304 = 2550 H,D = 0,83eD = 0,83×0,37×7420
= 2279 H.
Результирующие
осевые нагрузки:
FaC =
SC =2550 H,
FaD =
SC + Fa =2550+ 805 = 3355 H.
Проверяем
подшипник C.
Отношение
Fa/Fr= 2550/8304 = 0,31 < e, следовательно
Х=1,0; Y=0.
Р
= (1,0×1,0×8304+0)1,5×1,0 =12456 Н.
Проверяем
подшипник D.
Отношение
Fa/Fr= 3355/7420 = 0,45 > e, следовательно
Х=0,4; Y=1,6
Р
= (1,0×0,4×7420+1,6∙3355)1,5×1,0 =12504 Н.
Требуемая
грузоподъемность подшипника: Стр = Р(573wL/106)0,3
Стр
=12504(573×3,87×21000/106)0,3
= 39,6 кH < C = 52,9 кН
Условие
Стр < C выполняется.
Расчетная
долговечность подшипников
= 106(52,9×103 /12504)3,333/60×37 = 55139 часов,
больше
ресурса работы привода, равного 21000 часов.
9.
Конструктивная компоновка привода
.1
Конструирование червячного колеса
Конструктивные
размеры колеса
Диаметр
ступицы: dст = 1,6d3 = 1,6·60 = 96 мм.
Длина
ступицы: lст =
(1ч1,5)d3 =
(1ч1,5)60 = 60ч90 мм,
принимаем
lст = 60 мм
Толщина
обода:
S = 0,05d2 = 0,05·160,0 = 8 мм
S0 = 1,2S = 1,2·8 = 10 мм
Толщина
диска: С = 0,25b = 0,25·36 = 9 мм
.2
Конструирование валов
Основные
размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.
Переходные
участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3
мм или галтели радиусом r = 1 мм.
Червяк
выполняется заодно с валом.
Размеры
червяка: dа1 = 48
мм, b1 = 48 мм.
.3
Выбор соединений
В
проектируемом редукторе для соединения валов с деталями, передающими вращающий
момент, применяются шпоночные соединения.
Используем
шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки
принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для
червячного колеса Н7/r6.
.4
Конструирование подшипниковых узлов
В
проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов.
Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора
применяются мазудерживающие кольца шириной 10…12 мм, а изоляция выходных
участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений
по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в мазеудерживающее
кольцо, а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной
крышкой подшипника. Верхняя опора - плавающая.
.5
Конструирование корпуса редуктора /2/
Толщина
стенок корпуса и крышки редуктора
d = 0,04ат
+ 2 = 0,04·100 + 1 = 5,0 мм принимаем d = 8 мм
Толщина
фланцев
b = 1,5d = 1,5·8 = 12 мм
Толщина
нижнего пояса корпуса
р
= 2,35d = 2,35·8 = 20 мм
Диаметр
болтов:
фундаментных
d1 = 0,036aт + 12 =
0,036·100 + 12 = 15,6 мм
принимаем
болты М16;
крепящих
крышку к корпусу у подшипников
d2 = 0,75d1 =
0,75·16 = 12 мм
принимаем
болты М12;
соединяющих
крышку с корпусом
d3 = 0,6d1 = 0,6·16
= 10 мм
принимаем
болты М10
.6
Конструирование элементов открытых передач
Ведущий
шкив.
Диаметр
шкива d1 = 80 мм
Диаметр
шкива конструктивный
de1 = d1 - 2t =
80 - 2∙1,0 = 78,0 мм
Ширина
шкива
B = (z -
1)p + 2f = (7- 1)2,4+ 2∙3,5= 21,4 мм
Толщина
обода
д
= 1,6е = 1,6∙2,35 = 3,76 мм
принимаем
д= 4 мм
Толщина
диска
С
= (1,2…1,3)д = (1,2…1,3)4 = 4,8…5,2 мм
принимаем
С = 5 мм.
Диаметр
ступицы внутренний d = dдв = 22 мм
Диаметр
ступицы наружный dст = 1,6d =
1,6∙22 = 35,2 мм
принимаем
dст = 40 мм
Длина
ступицы lст = lдв = 50 мм.
Ведомый
шкив.
Диаметр
шкива d1 = 160 мм
Диаметр
шкива конструктивный de1 = d1 - 2t = 160 - 2∙1,0 = 158 мм
Диаметр
ступицы внутренний d = d1 = 25 мм
Диаметр
ступицы наружный dст = 1,6d =
1,6∙25 = 40 мм
принимаем
dст = 40 мм
Длина
ступицы lст = l1 = 40 мм.
.7
Выбор муфты
Для
передачи вращающего момента с ведомого вала редуктора на вал тяговой звездочки
выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой по ГОСТ 20884-82 с допускаемым
передаваемым моментом [T] = 500 Н·м.
Расчетный
вращающий момент передаваемый муфтой
Тр
= kТ1 = 1,5·257,1 = 386 Н·м < [T]
где
k = 1,5 - коэффициент режима нагрузки.
Условие
выполняется
.8
Смазывание
Смазка
червячного зацепления
Смазка
червячного зацепления осуществляется за счет разбрызгивания масла брызговиками
установленными на червячном валу. Объем масляной ванны
V = (0,5¸0,8)N = (0,5¸ 0,8)1,250 » 0,8 л
Рекомендуемое
значение вязкости масла при v = 1,58 м/с и контактном напряжении уН=241
МПа ® n =25·10-6 м2/с
По
этой величине выбираем масло индустриальное И-Т-Д-460
Смазка
подшипниковых узлов. Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания
масла возможно только при окружной скорости больше 3 м/с, то выбираем
пластичную смазку по подшипниковых узлов - смазочным материалом УТ-1.
Заключение
В соответствии с техническим заданием на курсовой проект по теме
"Привод к качающемуся подъемнику" выполнен следующий объем
расчетно-графических работ.
По результатам кинематического и силового расчета обоснованы выбор
электродвигателя привода, разбивка его передаточного числа по ступеням,
определены их кинематические и силовые параметры. По критерию контактной
выносливости зубьев определены геометрические и кинематические параметры
зацепления закрытой зубчатой передачи. В результате проверочных расчетов зубьев
тихоходной ступени редуктора по напряжениям изгиба установлена их усталостная и
статическая прочность.
Определены размеры основных элементов корпуса редуктора и сварной рамы
привода.
Обоснованы выбор способа смазки зубчатых колес и подшипников редуктора,
определен объем и марка смазочного материала, сформулированы мероприятия по
охране труда.
По результатам проведенных расчетов выполнены: чертеж общего привода,
таблица допусков и посадок.
Критерий технического уровня спроектированного редуктора:
Масса редуктора
m = цсd10,785d22∙10-9
m =
8,5∙7300∙40∙0,785∙1602∙10-9
= 50 кг
где:
ц = 8,5 - коэффициент заполнения редуктора
с = 7300 кг/м3 - плотность чугуна.
Критерий технического уровня редуктора
г = m/T2
г = 50/257 = 0,19
При г = 0,1…0,2 технический уровень редуктора считается средним, а
производство в большинстве случаев экономически неоправданным.
Список использованной литературы
1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М.:
Высш. шк., 1991.-432 с.
. Курсовое проектировании деталей машин. /С.А. Чернавский,
К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.
. Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и
механизмов. - М.: Высш. шк. 1980.
. Леликов О.П. Курсовое проектирование. - М.:Высш.шк.,1990.
. Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. -
М.:Высш. шк., 2002.
. Альбом деталей машин.
. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3
- М.:Машиностроение, 1978.
. Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по
машиностроительному черчению. - Л.: Машиностроение, 1988.