Курсовая работа: Определение привода галтовочного барабана

2=5 cЇ№ ; Fa=573,23H; R1=1381,05 H ; R2=5785,5 H;

Cr=43,6kH ; Cor=25,0kH ; Lh=30·10і ч ;

X=0,56 ; [1.c.129.табл 9.1 ]

V=1 ; [1.c.130.табл 9.1 ]

K,б=1,1; [1.c.133.табл 9.4 ]

КТ=1; [1.c.135.табл 9.5 ]

Определяем отношение :

Ra / (V•Rr2)=573,23/(1•5785,5)=0,099

Определяем отношение :

Ra / Cor=573,23/25000=0,023

По табл 9.2. находим e=0,20 ; Y=2,15 [1.c.131. ]

По отношению Ra / (V•Rr1)< e выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника:

RE= V•Rr2KБКТ [1.c.129.табл 9.1 ]

RE=1•5785,5• 1,1•1 = 6364,05 Н.

Определяем динамическую грузоподъемность

Сrp= RE·іv573 •Lh / 106 [1.c.139. ]

Сrp= 6364,05·іv 573•5•30·10і / 106 =28086 kH <Cr

Подшипник пригоден.

Определяем долговечность подшипника.

L10h=(106 /( 573• ? ? •(Cr / RE )і [1.c.138. ]

L10h=(106 / (573•5 ))•(43600 /6364,05)і=112·10і ч >Lh.

Таблица 6.1. Основные размеры и эксплуатационные характеристики подшипников .

7. Конструирование зубчатого колеса

Материал зубчатого колеса выбираем в зависимости от способа габаритных размеров [1, с 164, табл.10.4]

Таблица 7.1

На торцах зубьев выполняют фаски размером ѓ=(0,6…0,7)m = (0,6…0,7)3 = 1,8…2,1 мм, округляем до стандартного значения по табл. 10.1. ѓ= 1,5 мм . [1 . с. 160]

Угол фаски б ф на косозубых колесах при твердости рабочих пов-стей HB<350 б ф = 450 . [1 . с. 161]

8. Подбор и проверка шпоночных соединений

8.1 Быстроходный вал

Для выходного конца быстроходного вала при d1= 35 мм по табл.К42 подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=10х8 мм при t1=5 мм. Так как длина выходного конца вала l1 = 40 мм. Принимаем длину шпонки l = 35 мм. [1. с. 428]

Расчетная длина шпонки со скругленными торцами:

lр = l - b = 35 - 10 = 25 мм [1. с. 251]

Допускаемое напряжение смятия [у] см = 100… 190 МПа [1. с. 252]

Условие прочности:

усм = ? [у] см; Ft=3023,73H [1.c.251]

Асм = (h- t1) lp ; [1.c.251]

усм = 1129,2/((8 - 5)•35)=10,75 МПа < [у] см.

Принимаем шпонку 10х8х35 ГОСТ 23360-78.

8.2 Тихоходный вал

Для выходного конца вала при d1 = 50 по табл. К42 подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh =14х9 мм при t1=5,5мм. Так как длина выходного конца вала l1 = 75 мм принимаем длину шпонки l=70 мм. [10. с. 428]

Расчетная длина шпонки со скругленными торцами:

lp = l - b = 70- 14 = 56 мм

усм =2800,67/((9-5,5)•56)=18,8 МПа < [у] см.

Принимаем шпонку 14х9х45 ГОСТ 23360-78.

Для вала под ступицу зубчатого колеса при d3 = 68 мм по табл.К43 принимаем шпонку bxh= 20х12 при t1 =7,5 мм при l3 = 50 мм.

Принимаем длину шпонки l=45.

Расчетная длина выбранной шпонки

lр = l - b = 45 - 20 = 25 мм

усм =1120,15/ ((12-7,5)•20)=12,44 МПа < [у] см

Принимаем шпонку 20х12х45 ГОСТ 23360-78.

9. Проверочный расчет ведомого вала

9.1 Сечение А-А, проходящее через вал-шестерню

Сечение Б-Б проходящее через опору выходного конца вала.

Для этих сечений должно соблюдаться условие прочности:

S ? [S]

[S] = 2,5 … 3 [8. с 162]

Расчетный коэффициент безопасности S: [8 .с 162]

Коэффициент безопасности по нормальным и касательным напряжениям Sу, Sф:

[8 . с. 162]

[8 . с. 164]

Пределы выносливости материала вала при изгибе и кручении у-1, ф-1:

у-1 = 0,35 ув + (70…120)= 0,35•790 +100= 376,5 МПа

ф-1 = 0,58 у-1 = 0,58•376,5 = 218,37 МПа

Сечение А - А:

Концентратор напряжений - вал-шестерня

,

,

Принимаем Шу= 0,25 и Шф = 0,1.

Суммарный изгибающий момент в сечении А - А:

МА-А = 120,3 Н• м

Осевой момент сопротивления

уv, фv, уm, фm - амплитуды и средние напряжения циклов нормальных и касательных напряжений.

Принимаем, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения - по отнулевому циклу.

уm = 0

Полярный момент сопротивления:

Wр = 2Wнетто = 2•29,75• 103 = 59,5•103 мм3

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:

Сечение Б - Б:

Концентратор напряжений - прессовая посадка под подшипник

Принимаем Шу= 0,25 и Шф = 0,1.

Сечение Б-Б:

МБ-Б = 170,84 Н•м

Момент сопротивления изгибу

уv, фv, уm, фm - амплитуды и средние напряжения циклов нормальных и касательных напряжений.

Принимаем, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения - по отнулевому циклу.

уm = 0

Полярный момент сопротивления:

Wр = 2W = 2•10,48• 103 = 20,96•103 мм3

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б:

Сведем результаты проверки в таблицу:

Во всех сечениях S > [S], прочность обеспечена.

10. Конструирование корпуса редуктора

10.1 Основные элементы корпуса

Толщина стенки корпуса и крышки редуктора:

д = 0,025•аw + 1 = 0,025•200 + 1 = 6 мм

Принимаем д = 8 мм.

д1= 0,02•аw +1 = 0,02•200+1 = 5 мм

Принимаем д1 = 8 мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

b = 1,5 • д = 1,5 • 8 = 12 мм.

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:

b1 = 1,5• д1 = 1,5 • 8 = 12 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса:

без бобышки:

Р = 2,35 д = 2,35•8=18,8 мм,

Принимаем Р =19 мм.

при наличии бобышки:

Р1 = 1,5 д = 1,5•8 = 12 мм,

Р2 = (2,25…2,75) д= (2,25…2,75)8 = 18…22 мм.

Толщина ребер основания корпуса:

m = (0,85…1) д = (0,85…1)8 = 6,8…8 мм.

Диаметр фундаментных болтов:

d1 = (0,03…0,036)аw +12 = (0,03…0,036)200+12 = 18…19,2 мм

Принимаем d1 = 18 мм.

Диаметр болтов:

у подшипников

d2 = (0,7…0,75)d1 = (0,7…0,75)•18= 12,6…13,5 мм

Принимаем d2 = 12 мм.

соединяющих основание корпуса с крышкой

d3 = (0,5…0,6)d1 = (0,5…0,6)18 =9…10,6 мм

Принимаем d3 = 10 мм.

Размеры, определяющие положение болтов d2

е ? (1…1,2) d2 = (1…1,2)12 = 12 … 14,4 мм

Принимаем е = 14 мм

11. Смазка и сборка редуктора

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемого внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение зубчатого колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25•2,65= 0,66 дм3

Принимаем масло индустриальное И-Г-А-68 (по ГОСТ 20799-75).

[1, с.241, табл.10.29]

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 . [ 1 . табл. 9.14]

Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал устанавливают разбрызгиватели, затем надевают распорные втулки, маслозащитные шайбы и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100° С; в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо; затем надевают мазеудерживающие кольца и устанавливают роликовые конические подшипник, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора, в подшипниквые камеры закладывают пластическую смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Устанавливают сквозные крышки. Проверяют проворачиванием валов, отсутствие заклинивания подшипников ( валы должны проворачиваться от руки ), надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку и корпус.

Далее на конец ведомого и ведущего валов в шпоночные канавки устанавливают шпонки.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия и маслоуказатель с трубкой из оргстекла.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона ; крышку закрепляют винтами .

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

12. Охрана окружающеи среды и энергосбережение

В настоящее время общество находится на таком этапе антропогенного влияния на биосферу, когда изменения, вызванные человеком, широко затронули всю оболочку планеты и приняли небывалые по масштабам размеры. Интенсивная эксплуатация природных богатств привела к необходимости нового вида природоохранной деятельности рационального использования природных ресурсов, при котором требования охраны включаются в сам процесс хозяйственной деятельности по использованию природных ресурсов.

Охрана окружающей природной среды - новая форма во взаимодействии человека и природы, рожденная современных условиях, она представляет собой систему государственных и общественных мер (технологических, экологических, административно - правовых, просветительных, международных), направленных на гармоничное взаимодействие общества и природы, сохранение и воспроизводство действующих экологических сообществ и природных ресурсов во имя живущих и будущих поколений. Экологический кризис не является неизбежным и закономерным порождением научно - технического прогресса, он обусловлен комплексом причин объективного и субъективного характера, среди которых не последнее место занимает потребительское, нередко и хищническое отношение к природе, пренебрежение фундаментальными экологическими законами.

В качестве первого направления по охране окружающей среды можно выделить: совершенствование технологии - создание экологически чистой технологии, внедрение безотходных и малоотходных производств, обновление основных фондов и др. Второе направление - развитие и совершенствование экономического механизма охраны окружающей природной среды. Третье направление - применение мер административного пресечения и мер юридической ответственности за экологические правонарушения. Четвертое направление - гармонизация экологического мышления. Пятое направление - гармонизация экологических международных отношений.

Машиностроение представляет собой энергоёмкую сферу промышленного производства, где, в результате морального и физического старения основных фондов происходит постоянное и непрерывное увеличение потребления энергии. Рост расходов на энергетические ресурсы и вызываемое им повышение себестоимости машиностроительной продукции обозначает необходимость сокращения энергетической составляющей в издержках производства. В то же время предприятия машиностроения не заинтересованы в разработке и реализации программ энергосбережения , что вызвано отсутствием экономических стимулов к энергосбережению, ограниченными финансовыми ресурсами. В результате программы энергосбережения на машиностроительных предприятиях либо не разработаны вовсе, либо реализация имеющихся программ практически не ведется. Для получения максимального эффекта от реализации программы энергосбережения на предприятиях машиностроения она должна представлять собой оптимальную для него совокупность энергосберегающих мероприятий.

Литература

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебн. пособие для техникумов. - М.: Высшая школа, 1991. - 432 с

2. Анфимов М.И. Редукторы. Конструкции и расчет. Альбом. Изд. 3-е, перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1972. - 284 с.

3. ГОСТ 21354-87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные. Расчеты на прочность.

4. Гжиров Р.И. Краткий справчник конструктора: Справочник. - Л.: Машиностроение, Ленингр. от-ние, 1984. - 464 с.

5. Детали машин: Атлас конструкций/Под ред Д.Н. Решетова. - М.: Машиностроение, 1979. - 367 с.

6. Детали машин в примерах и задачах/Под общ. ред. С.Н. Ничипорчика. - 2-е изд. - Мн.: Вышэйшая школа, 1981. - 432 с.

7. Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. Пособие для машиностроит. спец. вузов.-4-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 1985 - 416 с.

8. Кузьмин А.В. Расчеты деталей машин: Справочное пособие/А.В. Кузьмин и др. - Мн.: Вышэйшая школа, 1986 - 208 с.