ФИМ / ТНГМ / РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА к курсовой работе по курсу «Детали машин и приборов» тема: «Расчет и проектирование двухступенчатого червячно-цилиндрического редуктора»
(автор - student, добавлено - 25-01-2014, 18:46)
СКАЧАТЬ:
РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА к курсовой работе по курсу «Детали машин и приборов» тема: «Расчет и проектирование двухступенчатого червячно-цилиндрического редуктора»
жание 1.Введение……………………………………………………………………………3 2. Вы Содержание Техническое задание……………………………………………………..…3 ВВЕДЕНИЕ …..………………………………………………………………….…..4 1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА 1.1. Выбор электродвигателя………………………………………………………..5 1.2 Передаточное число редуктора…………………………………………...…….6 2. ВЫБОР МАТЕРИАЛА ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС………………………………...…9 2.1 Материалы колес…………………………………………………………...……9 2.2 Допускаемые напряжения и механические характеристики материалов зубчатых колес………………………………………………………………..…….10 3. РАСЧЕТ ТИХИДНОЙ СТУПЕНИ……………………………………………..11 3.1 Определение основных коэффициентов для расчета передачи……………..11 3.2 Определение основных геометрических параметров передачи…………..…12 3.3 Силы, действующие в зацеплении…………………………………………….14 3.4 Проверочный расчет…………………………………………………………....14 4. Расчет быстроходной ступени…………………………………..…..16 4.1 Определение основных геометрических параметров передачи…………..…16 4.2 Силы, действующие в зацеплении…………………………………………….18 4.3 Проверочный расчет…………………………………………………………....18 5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛИКОВ……………………………..…..21 5.1 Определение минимальных диаметров валиков передач………………...….22 5.2 Окончательные размеры шеек валиков…………………………………….…22 6. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА…………………23 6.1 Параметры цилиндрического колеса…………………………………….……23 6.2 Параметры червячного колеса…………………………………………….…..24 7. ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ……………………………………...……………..25 8. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛИКОВ………………………………………..26 9. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОК………………………………………....30 10. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА………………………………………….32 11. СИСТЕМА СМАЗКИ РЕДУКТОРА…………………………………………..33 12. Конструирование корпуса редуктора ………………………….34 13. ЗАКЛЮЧЕНИЕ……………………………………………………………...….35 СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ………...……………………………………………..…36 ПРИЛОЖЕНИЕ…………………………………………………………………….37
ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ
1- электродвигатель; 2- червячно-цилиндрический редуктор; 3- муфта; I – ведущий вал; II – промежуточный вал; III – ведомый вал.
ВВЕДЕНИЕ Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых колес или передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора помещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора). Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические и т.д.); относительному расположения валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, с раздвоенной ступенью и т.д.). Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.
1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА. 1.1 Выбор электродвигателя Мощность двигателя выбирается в зависимости от мощности, требуемой для вращения рабочей машины, а частота вращения вала от требуемой частоты вращения приводного вала рабочей машины. При передаче мощности от электродвигателя к рабочей машине происходит ее частичная потеря в элементах привода. Это учитывается с помощью коэффициента полезного действия (КПД). Частота вращения ведомого (выходного) вала редуктора 30 об/мин. Общий КПД привода равен произведения КПД всех элементов привода:
где m – число пар подшипников качения. По табл. 1[7] назначаем - КПД червячной передачи - КПД цилиндрической передачи - КПД подшипников качения - КПД муфты Требуемая мощность электродвигателя: , где РЗ – мощность на ведомом валу редуктора, Вт. Выбор мощности электродвигателя по параметрическому ряду. Стандартизированная мощность электродвигателя, ближайшая большая по величине к Ртр= 287,5 Вт будет Рдв = 400 Вт. По табл. 2 [7] по требуемой мощности выбираем электродвигатель АОЛ-22-4 с частотой вращения вала электродвигателя n1 = 1400 об/мин; с диаметром вала d1 = 14 мм; с длиной выступающей части вала l1= 30 мм. 1.2 Передаточное число редуктора Определим действительное передаточное число:
где Uоб – общее передаточное число редуктора. Рекомендуемые значения передаточных чисел: Для цилиндрических колес, Uцил = 3,0 … 5,0(6,3); Для червячных колес, Uчер = 8(9) … 80(71). Произведем разбивку Uоб:
Примем Uчер =14 (по стандартному ряду), тогда получим , число 3,3 не выходит за пределы стандартного ряда передаточных чисел цилиндрических колес. Следовательно, окончательно принимаем Uцил = 3,3 (для тихоходной передачи редуктора); Uчер = 14 (для быстроходной передачи редуктора). Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора: Вал I. об/мин; рад/с. Вал II. об/мин; рад/с. Вал III. об/мин; рад/с. Мощность на валах с учетом КПД: Вт; Вт; Вт. Крутящие моменты на валах: Нм; Нм; Нм. Приближенно определяем окружные скорости быстроходной и тихоходной ступеней: м/с; м/c. Так как Vб и Vт меньше 6 м/cвыбираем прямозубые передачи для обеих ступеней.
2. ВЫБОР МАТЕРИАЛА ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС. Материалы, применяемые в приборостроении для изготовления зубчатых колес, отличаются большим разнообразием. Кроме сталей применяются бронза, латунь, дюралюминий и пластмассы. 2.1 Материалы колес Быстроходную ступень принимаем прямозубой цилиндрической, тихоходную – прямозубой цилиндрической. а) Выбираем материалы тихоходной ступени Для цилиндрической передачи со скоростью менее 1 м/c степень точности будет 9. По таблице 3 [7] принимаем
б) Выбираем материала быстроходной ступени По таблице 2 [3] при мощности Р ≤ 5 кВТ червяк изготавливают из стали 40Х с твердостью ≥ 45 HRCэ , термообработка – улучшение и закалка ТВЧ; по табл. 3 [3] для стали 40Х – твердость 45…50 HRCэ , σв = 900 Н/ мм2, σТ = 750 Н/ мм2. Выбор марки материала червячного колеса зависит от скорости скольжения: В соответствии со скоростью скольжения по таблице 4 [3] из группы III принимаем сравнительно дешевый чугун СЧ18, полученную способом литья в землю; σв = 355 Н/ мм2. 2.2 Допускаемые напряжения и механические характеристики материалов зубчатых колес По табл. 4 примем для тихоходной передачи:
Для быстроходной передачи: Допускаемые напряжения определяют для зубчатого венца червячного колеса в зависимости от материала зубьев, твердости витков червяка, скорости скольжения ϑS и вычисляют по формулам, приведенным в таблице 5 [3]. При твердости витков червяка ≥ 350 НВ
Для нереверсивной передачи
3. РАСЧЕТ ТИХИОДНОЙ СТУПЕНИ.
3.1 Определение основных коэффициентов для расчета передачи Определяем приведенный модуль упругости Е: МПа где Е1 – модуль упругости материала шестерни; Е2 – модуль упругости материала колеса. Для стали приведенный модуль упругости Е = 2,1∙105 МПа, для дюралюминия – Е = 0,67∙105 МПа. Определяем вспомогательный коэффициент ширины колеса: Для приборных передач Ψa= 0,1 - 0,3. При небольших нагрузках, когда можно ожидать получения малых значений модуля, следует принимать меньшее значение Ψa, для тихоходной ступени следует принимать меньшее значение Ψa в в 1,4 – 1,5 раз больше, чем для быстроходной ступени; чем выше точность изготовления и монтажа передачи, тем больше может быть выбрано значение Ψa . Принимаем значение Ψa =0,3. kп - коэффициент, учитывающий повышение нагрузочной способности за счёт увеличения суммарной длины контактных линий; для прямозубых колес kп = 1, для косозубых колёс kп = 1,35 при твёрдости рабочих поверхностей зубьев не более НВ 350 и kп = 1,15 при твёрдости выше НВ 350. Принимаем kп=1. Коэффициент нагрузки представляют в виде произведения. К=Кd∙Kk. где Кd - коэффициент динамической нагрузки; Кк - коэффициент концентрации нагрузки. Коэффициент динамической нагрузки Кd учитывает влияние окружной скорости и точки изготовления колёс на силу удара зубьев в момент удара в зацепление. В таблице 6 [7] приведены величины коэффициентов динамичности нагрузки. Принимаем Кd=1,1. Кк учитывает неравномерность распределения нагрузки вдоль зуба из-за неточности обработки зубьев и деформации валиков колёс. Значения коэффициентов концентрации нагрузки приведены в таблице 6 [7]. По таблице 6 [7] 0,5 (Uцил +1) Ψa = 0,5 (3,3 +1) 0,3 = 0,64 Так как по схеме задания колесо цилиндрической передачи располагается ближе к одному из подшипников то, Кк = 1,24. Тогда коэффициент нагрузки: К=Кd∙Kk=1,1∙1,24=1,4. 3.2 Определение основных геометрических параметров передачи Определяем межосевое расстояния по формуле:
Полученное значение округляем из стандартного ряда. Принимаем аω=130мм. Ориентировочно определяем модуль зацепления: m=(0,01…0,02)∙ аω = (0,01…0,02)∙ 130= (1,3…2,7) мм. Принимаем из стандартного ряда m=2мм.
Определяем число зубьев шестерни Z3 и колеса Z4:
Определяем все размеры зубчатых колес. Делительные диаметры шестерни и колеса соответственно: d3 = m∙Z3 = 2∙30 = 60 мм. d4 = m∙Z4 = 2∙99 = 198 мм. Высота головки зуба: ha3 = ha4 = ha = m = 2 мм. Высота ножки зуба: hf3 = hf4 = hf = 1,25∙m = 2,5 мм. Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса соответственно: da3 = d3 + 2 ha = 60 + 2∙2 = 64 мм; da4 = d4 + 2 ha = 198 + 2∙2 = 204 мм; Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса соответственно: Df3 = d3 - 2 hf = 60 - 2∙1,25 = 57,5 мм; Df4 = d4 - 2 hf = 198 - 2∙1,25 = 195,5 мм; Уточняем межосевое расстояние: аω = (d3+d4)/2=(60+198)/2= 129 мм. Ширина зубчатого колеса: b4= аω∙ Ψa = 129∙0,3=39 мм. Уточняем окружную скорость тихоходного вала: Vцил = (d4∙ω3)/2=(0,198∙3,17)/2 = 0,31 м/c.
3.3 Силы, действующие в зацепленииОкружная
Радиальная
3.4 Проверочный расчет Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба. Определяем коэффициенты формы зубьев из таблицы 7 [7] и сравниваем прочность зубьев. При коэффициенте коррекции ξ=0, коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса получим: при Z3 = 30 Y3 = 0,440 при Z4 = 99 Y4 = 0,505 Определим прочность зуба и шестерни и колеса соответственно: [σF]3∙ Y3 = 110∙0,440 = 48,4 МПа; [σF]4∙ Y4 = 140∙0,505 = 70,7 МПа; Так как прочность зуба шестерни оказалась ниже прочности зуба колеса, то расчету на изгиб подвергаем зуб шестерни:
где b3 = b4 + (2…3) = 39 + 2 = 41 мм – ширина венца шестерни.
Условие выполняется. Проверочный расчет по напряжениям контактаЦилиндрические и конические зубчатые передачи с прямыми зубьями рассчитывают по меньшему значению [σН] из полученных для шестерни [σН3] и колеса [σН4], т.е. по менее прочным зубьям. Для оценки износоустойчивости и долговечности передачи рекомендуется проверить ее на контактную прочность по формуле:
Недогруз не превышает 15 процентов.
4. РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНИ.
4.1. Определение основных геометрических параметров передачи Определяем главный параметр – межосевое расстояние аw, мм:
где Т2 – вращающий момент на тихоходном валу, Н·м; [σH] – допускаемое контактное напряжение материала червячного колеса, Н/ мм2 .
Принимаем aω = 70 мм. Определяем число зубьев червяка и червячного колеса: Z1 = 4 при U = 8 .. 14 Z2 = Z1· Uчер = 4·14 = 54 Определяем модуль зацепления m, мм:
Значение модуля m с целью ограничения номенклатуры необходимого для нарезания колес инструмента стандартизированы. Значение модуля m полученное по формуле округляем в большую сторону до стандартного: m=2 мм. Из условия жесткости определяем коэффициент диаметра червяка: q=0,25·Z2=0,25·56=14, затем уточняем полученное значение в соответствии с нормальным рядом: q=14. Смещение инструмента равно 0. Определяем фактическое значение межосевого расстояния аw, мм: аw = 0,5·m(q + Z2 + 2x)=0,5·3,3(14 + 56+2·0)=70 мм. Определяем основные геометрические размеры передачи, мм: а) Основные размеры червяка: делительный диаметр: d1 = q·m = 14·2 = 28 мм; начальный диаметр d w1 = m(q + 2x) = 2(14+2·0)=28 мм; диаметр вершин витков d а1 = d1 + 2m = 28+2·2=32 мм; диаметр впадин витков d f1 = d1 – 2,4m = 28-2,4·2 = 23,2 мм; делительный угол подъема линии витков γ: отсюда γ = 15,54º при х = 0 и Z1 = 4, длина нарезанной части червяка: b1 ≥ (11 + 0,06Z2)m = (11+0,06·56)2=35 мм; б) Основные размеры червячного колеса: делительный диаметр d2 окружности колеса с числом зубьев Z2 равен: d2 = m·Z2 = 2·56=112 мм; диаметр d w2 начальной окружности червячного колеса: d w2 = d2 = 112 мм; диаметр вершин зубьев d а2 = d2 + 2m = 112 + 2·2 = 116 мм; диаметр впадин зубьев d f2 = d2 - 2m =112 - 2·2=108 мм; величина наибольшего диаметра d ам2 червячного колеса: d ам2 ≤ d а2 + 6m/(Z1+2) d ам2 + 6m/(Z1+2) = 116 + 6·2/(4 + 2) = 114 мм (114 ≤ 136)
ширина венца: при Z2 = 40 b2 = 0,355·аw=0,355·70=22 мм; угол обхвата червяка венцом колеса 2δ
4.2 Силы, действующие в зацеплении В контакте червячного зацепления при передаче внешного момента вращения Т1 возникает сила Fn направленная вдоль линии зацепления. Составляющие общего усилия как совокупность осевой Fa1 , Fa2 , окружной Ft1 , Ft2 и радиальной Fr1 , Fr2. Из геметрических соображений очевидно, что окружная сила Ft1 на червяке будет равна осевой силе Fa2 на колесе, и наоборот:
Где Т1 – вращающий момент на валу червяка; Т2 – вращающий момент на валу червячного колеса, Н·м; d1 и d2 – делительные диаметры червяка и червячного колеса, мм. Радиальные силы на колесе и червяке:
где tg = 20º - угол зацепления.
4.3 Проверочный расчет Коэффициент полезного действия червячной пары с учетом потерь:
где φ – угол трения Фактическая скорость скольжения:
Угол трения, зависящий от фактической скорости скольжения: φ=2º Тогда, коэффициент полезного действия равен
Проверяем контактные напряжения
К – коэффициент нагрузки, зависящий от окружной скорости колеса
При
Условие прочности выполнено, так как недогруз не превышает 15%. Проверяем зубья по напряжениям изгиба:
где σF – расчетное напряжение изгиба, Н/ мм2; Т2 – расчетный момент на валу червячного колеса, Н/ мм2; YF2 – коэффициент формы зуба, принимаемый по таблице 9 [3] в зависимости от эквивалентного числа зубьев червячного колеса
Принимаем YF2 = 1,34 ζ - коэффициент, учитывающий ослабление зубьев в результате износа; для закрытых передач он равен 1.
При проверочном расчете σF получается много меньше [σF], так как нагрузочная способность червячной передачи ограничивается контактной прочностью зубьев червячного колеса.
5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ. 5.1.Определение минимальных диаметров валиков передач Расчёт сводится к приближённому определению минимальных диаметров валиков. Диаметры шеек валика назначаются по конструктивным соображениям с учётом удобства посадки на валик подшипников качения, колёс, требований фиксации деталей на валике посредством заплечиков и упорных втулок и т.п. Диаметры шеек валика должны быть округлены до ближайшего стандартного диаметра по ГОСТ 6636-53 (в интервале от 1 до 25 мм стандартными являются числа, кратные 0,5, а в интервале от 26 до 50 целые числа.) Валики приборных передач изготавливаются, как правило, из стали, причем наиболее часто применяемыми являются стали 35, 40 и 45 по ГОСТ 1050-60. Минимальный диаметр ведущего валика. Ведущим валиком передачи служит вал электродвигателя, на который насаживается коническая шестерня быстроходной ступени. Таким образом, диаметр ведущего валика равен диаметру вала электродвигателя dв1 = 14 мм. Минимальный диаметр промежуточного валика. Так как к валикам приборных передач очень часто предъявляются требования по жёсткости, то приближённый проектный расчет рекомендуется вести по формуле:
Принимаем значение кратное 0,5 dВ2 = 25 мм. Минимальный диаметр ведомого валика:
Принимаем значение кратное 0,5 dВ2=22 мм.
5.2.Окончательные размеры шеек валиков Назначаем диаметры шеек ведомого валика: Диаметр выступающего (свободного конца ведомого валика примем равным dВ3 = 22 мм; У ведомого валика диаметр шеек под подшипники примем равным dП3 = 30 мм (диаметр шейки под подшипник должен быть больше диаметра свободного конца на 2-3 мм для удобства посадки подшипника и согласовываться с диаметром внутреннего кольца подшипника). Диаметр шейки ведомого валика под колесом цилиндрической передачи примем равным dК3 = 35 мм (на 2-3 мм больше диаметра под подшипники). Для фиксации положения колеса на валик следующую шейку примем на 2-3 мм больше диаметра шейки под колесом dУП1=40 мм Назначаем диаметры шеек промежуточного валика: Минимальный диаметр промежуточного валика dВ2 = 25 мм совпадёт с диаметром шеек под подшипники. Диаметр под колесом быстроходной ступени принимаем на 2 мм больше диаметра под подшипники dК2=25 мм. Диаметр упорной шейки принимаем на 2 мм больше диаметра шейки под червячным колесом dУП2=36 мм.
8.КОНСТРУРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА. 8.1 Параметры цилиндрического колеса
8.2 Параметры червячного колеса
7. Выбор подшипников. Ввиду малой мощности редуктора и небольших осевых и радиальных нагрузок выбираем подшипники лёгкой серии на валики диаметром dП2=25 мм и dП3=30мм. По таблице К29 [2] выбираем подшипники роликовые конические однорядные № 7205 и №7206 ГОСТ 27365-87.
8. Проверочный расчет валов. Ведущий вал. Ft1=140 H; =148,6 H; =0,056м; d1=0,028 м; =0,048м. 8.1.1.Вертикальная плоскость. а) Определяем опорные реакции, Н:
Проверка:
Реакции определены верно. б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4, Н·м: Участок 1: Мх1 = 0 Участок 2:
при z2 = lM ; при z2 = lM +lБ/2 Участок 3:
при z3 = 0 ; при z3 = lБ/2 ;
8.1.2.Горизонтальная плоскость. а) Определяем опорные реакции, Н:
Проверка:
Реакции определены верно. б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси. У в характерных сечениях 1…4, Н·м: Участок 1: Мх1 = 0 Участок 2:
при z2 = lM ; при z2 = lM +lБ/2 Участок 3:
при z3 = 0 ; при z3 = lБ/2 .
8.1.3. Строим эпюру крутящих моментов, Н·м: Мк=Мz=Ft1·d1/2= =72,56 H·м 8.1.4.Определим суммарные радиальные реакции, Н: . 8.1.5.Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н·м: М2 =
Ведомый вал. Ft2=1026 H; Fr2=369 H; d2=0,198 м; lt=0,135 м; 8.2.1. Вертикальная плоскость. а) определяем опорные реакции, Н:
Проверка:
Реакции определены верно. б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4, Н·м:
8.2.2.Горизонтальная плоскость а) Определяем опорные реакции, Н:
Проверка: Реакции определены верно. б)Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях 1…4, Н·м:
8.2.3. Строим эпюру крутящих моментов, Н·м: Мк=Мz=Ft2·d2/2= H·м 8.2.4.Определим суммарные радиальные реакции, Н : . 8.2.5.Определим суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н·м: М2 =
9. Проверочный расчет шпонок. Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие. Проверке подлежат две шпонки тихоходного вала – под колесом и элементом открытой передачи и одна шпонка на быстроходном валу – под полумуфту или элемент открытой передачи.
h – высота шпонки; t1 – глубина паза; l – общая длина шпонки; b – ширина шпонки; Условие прочности , где Ft – окружная сила на шестерне или колесе, Н; АСМ = (0,94h – t1) lp – площадь смятия, мм2, здесь lp = l – b – рабочая длина шпонки со скругленными торцами, мм; [σ]СМ – допускаемое напряжение на смятие, Н/мм2. Равен 110…190 Н/мм2, при колебаниях нагрузки следует снижать [σ]СМ на 20..25 процентов, при ударной нагрузке - снижать на 40-50 процентов.
9.1 Расчет шпонки ведущего валика:
Условие выполнено. 9.2 Расчет шпонок ведомого валика: а) под открытой передачей
б) под колесом
10. Тепловой расчет редуктора. Для рассчитываемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А = 0,36 м2. Условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе определяется по формуле:
где Ртр = 230 Вт – требуемая для работы мощность на червяке; tв = 20º С; [t]M = 95º C. Считаем, что обеспечивается достаточно хорошая цикруляция воздуха, и принимаем коэффициент теплопередачи КТ = 17 Вт/(м2 ˙ºС). Тогда
Условие работы редуктора выполнено.
11. Система смазки редуктора. Смазывание червячного зацепления производится окунанием червяка в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения тела качения. При контактных напряжениях σΗ = 112,6 МПа и скорости скольжения 𝜈s=2,36 м/с принимаем масло И-Т-Д-100, (по ГОСТ 17479.4-87). Для смазки редуктора применяем консистентную смазку - консталин, которой при сборке покрывают тонким слоем все детали внутри корпуса редуктора.
12. КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСА РЕДУКТОРА. Толщина стенок корпуса и крышки:
Диаметры болтов выбираются из [2] в зависимости от межосевого расстояния:
В углах корпуса редуктора сделаны утолщения стенок для отверстий под длинные шпильки, которые концами ввертываются в корпус электродвигателя. На этих четырёх шпильках крепится корпус редуктора к электродвигателю при помощи гаек. Концы шпилек служат для крепления всей установки (электродвигателя с редуктором) к какому-либо фундаменту. Крышки подшипников выполнены по ГОСТ 18511-73 [4] и ГОСТ 18512-73 [5] и урезаны. Диаметры отверстий в стенках под подшипники назначаются равными наружным диаметрам подшипников [1]. Для обеспечения продольной фиксации подшипников на промежуточном и ведомом валах установлены распорные кольца. Прокладки под крышками подшипников промежуточного валика выполнены из фольги (набор) и предназначены для регулировки зацепления конических колёс. Корпус редуктора целесообразно изготовить из алюминиевого сплава (литье), крышки подшипников - стальные или дюралюминиевые, точеные, задняя крышка из тонколистовой мягкой стали, длинные шпильки - стальные. Фиксация винтов от самоотвинчивания - краской.
13. ЗАКЛЮЧЕНИЕ. Целью данного проекта является проектирование механизма передвижения мостового крана, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов. Согласно заданию был выбран электродвигатель, рассчитаны шкивы, сконструированы: шестерня, колесо, крышки корпуса. При выполнении курсовой работы по “Прикладной механике” были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение. Таким образом, были достигнуты основные цели этого проекта: - Овладение техникой разработки конструкторских документов на стадиях проектирования; - Приобретение навыков самостоятельного решения инженерно-технических задач и умения анализировать получение результаты; - Обучение работой со стандартами, различной инженерной, учебной и справочной литературой. В результате, приобретенные навыки и опыт проектирования машин и механизмов общего назначения станут базой для выполнения курсовых работ по специальным дисциплинам.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. «Курсовое проектирование деталей машин»: Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г., 416с. 2. Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин»: Учебное пособие, изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: 'Янтарный сказ', 1991 г., 432 c.: ил., черт. - Б.ц. 3. Каримова Н.Г., Алиев М.М., Миндиярова Н.И. «Расчет червячной передачи»: Методические указания к курсовому проектированию. – Альметьевск: АГНИ, 2004.-36с. 4. Проектирование механических передач / С.А. Чернавский, ГА. Слесарев, Б.С. Казинцов и др. - М. Машиностроение, 1984 г. 5. Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин, курсовое проектирование. -М; Высшая школа 1975 г. 6. Расчет цилиндрической передач: Методические указания/ Миндиярова Н.И., Алиев М.М., Марусина Н.Г., - Альметьевск: АГНИ 2006 г. 7. Каримова Н.Г. «Детали машин и приборов»: Методические указания по выполнению курсового проектирования. – Альметьевск: АГНИ, 2004.-36с.
Похожие статьи:
|
|