Проектирование привода к пресс-валкам

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Тема: «Спроектировать привод к пресс-валкам»

Задание

на выполнение курсового проекта по деталям машин

Тема: Спроектировать привод к пресс-валкам

Исходные данные:

Мощность на рабочем валу машины… N р.в. =16,8 кВт

Скорость рабочего вала машины… nр.в. =4 об/мин

Скорость вращения электродвигателя… nс =1000 об/мин

ПВ=45%

Рис. 1.1. Кинематическая схема привода.

Задание выдано:

Преподаватель: Киселев Б. Р.

Введение

Приводы в химическом машиностроении многообразны по конструкции и различаются в зависимости от вида машины. Привод — устройство для приведения в действие машин от двигателя через передаточные механизмы. Соединение вала машины с валом электродвигателя возможно лишь в относительно редких случаях. Однако в химическом машиностроении это имеет место. В основном для привода машины необходима установка повышающей или понижающей передачи. Оптимальный тип передачи определяют с учетом ряда факторов: эксплуатационных условий, характера нагрузки, срока службы, техники безопасности, удобства расположения, обслуживания, стоимости привода.

Наиболее совершенным и прогрессивным является индивидуальный привод, т.к. он устраняет потери энергии в трансмиссиях, допускает наиболее рациональное размещение узлов, агрегатов машин, улучшает условия труда. Индивидуальный привод к рабочему валу машины осуществляется разными вариантами, в которые входят электродвигатель, открытые передачи, редуктор, муфты. Редуктор предназначен для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающегося момента. В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закрепленные на валах. Обычно в червячной передаче ведущим является червяк. Валы опираются на установленные в корпус подшипники.

Червяки проектируются однозаходные и многозаходные, в основном с правым направлением витка. С увеличением числа витков червяка возрастает угол подъема винтовой линии, что повышает КПД передачи. Червячные передачи характеризуются большими скоростями скольжения в месте контакта червяка и червячного колеса.

1. Оптимизация выбора привода

Кинематическая схема привода состоит из электродвигателя 1 типа 4А, соединительной муфты 2, редуктора 3, открытой передачи 4 и пресс-валков 5, см. рис. 1.1.

2. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

2.1 Определение КПД привода

? = ?чп? ?зп? ?п2 ,

где ?чп = 0.8 — КПД червячной передачи [1 с. 40];

?п = 0. 99 — КПД пары подшипников.

? зп = 0. 95 — КПД зубчатой передачи

? = 0.8? 0. 95?0,9952= 0,748

2.2 Определим расчетную мощность электродвигателя

Nэлр = Nр.в. /? ,

Nэлр = 16,8/0. 748 = 22,46 кВт.

2.3 Выбираем электродвигатель

Зная nс = 1000 об/мин

Nэлр = 22. 46 кВт.

По ГОСТ 19 523–81 принимаем электродвигатель 4А200М6УЗ, табл. 2. 1, Nэл = 22кВт, S = 2. 3% [1 с. 43]. Электродвигатель будет работать с перегрузкой

22 — 100%

X = 2,09%,

0,46 — X%

которая составляет 2,09%, что вполне допустимо, так как< 5%.

Определяем асинхронную частоту вращения электродвигателя

nас = nс? (1- (S%/100));

nас = 1000? (1- (2. 3/100)) =977 об/мин.

2.4 Уточняем передаточное отношение привода

Действительное общее передаточное отношение привода равно

Uпр.' = nас/nр.в = 977/4 = 244,25.

Uзп.' = Uпр.' / Uр. '= 244,25/40 = 6,11

Принимаем для червячной передачи по ГОСТ 2144– —76 Uчп.' = 40, а для зубчатой Uзп.' = 6,11 [1 с. 96].

2.5 Определяем момент на валах привода

M1 = Mэл = 30? Nэлр/?? nас;

M1 = 30? 22 460/3. 14? 977 = 219.8 Н? м;

M2 = M1? Uпр. '? ?чп? ?п2;

M2 = 219,8? 40? 0.8? 0. 9952 = 6962,2 Н? м;

M3 = M2? Uзп. ?зп? ?п = 6962? 6. 11? 0,95? 0,995 = 40 209,8 Н? м.

2.6 Определим скорости вращения валов

n1 = nас. = 977 об/мин;

n2 = n1 / Uпр.';

n2 = 977 / 40 = 24,425 об/мин.

3. Расчет и проектирование червячной передачи

3.1 Выбираем материал червячной пары

Приближенное значение скорости скольжения:

Vs = (3.7 4.6) ?10−4? n1? ;

Vs = 4 ?10−4? 977 ?= 7.5 м/с ,

Выбираем для червяка Сталь 45 с закалкой до твердости > HB240. Для венца червячного колеса выбираем бронзу БрO10Ф1 (ГОСТ 613−79);

предел прочности? В2 = 215 МПа;

предел текучести? Т2 = 140 МПа [1 с. 9].

3.2 Определяем допускаемое контактное напряжение

[?]Н2 =0,9* ?В2*KHL ?4* ?Т2;

KHL =/ NHE2;

NHE = 60? T? n2 = 60*10 000*24=1. 44*107

KHL =/ NHE =0. 95,

[?]Н2 = 184 Мпа? 560 МПа.

3.3 Определяем допускаемое изгибное напряжение

[?]F2 = (0. 25?? Т2 +0. 08?? В2)?KFL;

где KFL — коэффициент долговечности изгибных напряжений ,

KFL = / NFE;

KFL = / 1. 44?107 = 0,74 ,

где NFE — эквивалентное число циклов напряжений;

NFE = 60? T? n2;

NFE = 60?10 000?24 = 1,44?107,

[?]F2 = (0. 25?140 +0. 08?215)?0. 74 = 39 МПа;

3.4 Задают число заходов червяка

Принимаем Z1 = 1 [1 с. 96], тогда число зубьев червячного колеса будет;

Z2 = Z1? Uпр.';

Z2 = 1? 40 = 40.

3.5 Принимают значение коэффициента диаметра червяка;

q = 0. 25? Z2;

q = 0. 25?40 = 10.

принимаем согласно ГОСТ 19 672– — 74 [1 с. 96] q = 10.

3.6 Вычисляем межосевое расстояние

a = (Z2 /q + 1)? 3v[5400/(Z2 /q?[?]Н2 ]2? KH? ?KHV? М2;

где KH? = 1 — коэффициент неравномерности распределения нагрузки;

KHV = 1.3 — коэффициент динамической нагрузки;

a=(40 /10 + 1)? 3v[5400/(40/10?184]2?1?1. 3?6962.2 = 394 мм,

3.7 Определяем осевой модуль зацепления

m = 2? a/(Z2 +q);

m = 2?394/(40+10) = 15. 76 мм.

Принимаем по ГОСТ 2144– — 76 стандартное значение m=16 [1 с. 97].

Уточняем межосевое расстояние;

a = 0. 5? m?(Z2 +q);

a = 0. 5?16?(40 +10) = 400 мм.

принимаем стандартное значение a = 400 мм.

Коэффициент смещения;

X = (a/m)-0. 5?(Z2 +q);

X = (400/16)-0. 5?(40+10) = 0,

-1 x = 0 1.

3.8 Определяем длину нарезанной части червяка

Длина нарезной части червяка b1 по ГОСТ 19 650– — 74 при x = 0 и Z2 = 40, [1 с. 97];

b1 = (11+0. 06? Z2)?m;

b1 = (11+0. 06?40)?16+40 = 254 мм.

Для модуля m> 10−16 длину нарезанной части червяка увеличивают на 35−40 мм.

3.9 Определяем параметры червячной передачи по ГОСТ 19 650– — 74

Делительный диаметр червяка;

d1 = q? m;

d1 = 10?16 = 160 мм;

Делительный диаметр червячного колеса;

d2 = Z2? m;

d2 = 40?16 = 640 мм;

Начальный диаметр червяка;

dw1 = (q+2?x)?m;

dw1= (10+2?0)?16 = 160 мм;

Делительный угол подъема линии витка;

tg = Z1/q;

tg = 1/10 = 0.1 = 140';

Диаметр вершин витков червяка;

da1 = d1+2?m;

da1 = 160+2?16 = 192 мм;

Диаметр впадин червяка;

df1 = d1−2. 4? m;

df1 = 160−2. 4?16 = 122 мм;

Диаметр вершин зубьев червячного колеса;

da2 = (Z2+2+2?x)?m;

da2 = (40+2+2?0)?16 = 672 мм;

Диаметр впадин червячного колеса;

Df2 = (Z2+2. 4+2?x)?m;

Df2 = (40+2. 4+2?0)?16 = 602 мм;

Наибольший диаметр червячного колеса;

dmax da2+6?m/(Z1+2);

dmax 672+6?16/(1+2) = 702 мм;

Ширина венца колеса;

b2 = 0. 75? da1;

b2 = 0. 75? 192 = 144 мм;

3. 10 Вычисляют окружную скорость скольжения в передаче

Vs = (??d1?n1/6?104)?cos;

Vs = (3. 14?160?977/6?104)?cos 140 = 7,9 м/c;

3. 11 Определяют КПД передачи

? = (0. 95−0. 96)?tg/tg (+);

? = (0. 95−0. 96)?tg140/tg (140+1013') = 0. 807 ,

где = 1013' - приведенный угол трения [1 с. 98].

Уточняем передаваемый момент:

M1 = M2/U*? = 6962. 2/40*0. 807 = 200.1 H*м

3. 12 Определяем силы, действующие в зацеплении

В зацеплении червячной передачи возникают три силы;

окружная — P2 = Fa1 = 2? M2/d2;

P2 = Fa1 = 2?6962?103/640 = 21 756 Н;

радиальная — Fr2 = Fr1 = P2? tg;

Fr2 = Fr1 = 21 756? tg200 = 7920 H;

осевая — Fa2 = P1 = 2? M1/d1;

Fa2 = P1 = 2?200,1?103/160 = 2501 Н;

3. 13 Проверяем расчетное контактное напряжение

?H2 = 5400?(Z2 /q)?3v ((Z2 /q+1)/a)3? KH? KHV? М2;

?H2=5400?(40/10)?3v ((40/10+1)/400)3?1?1. 3?6962=180 МПа;

Расчетное контактное напряжение должно быть в пределах;

0. 85?[?]H2 ?H2 1. 05?[?]H2;

156,4 180 193,2

Недогрузка 2,2% < 15%

3. 14 Проверяют зубья червячного колеса на изгибную выносливость

Эквивалентное число зубьев;

Zv = Z2? cos3;

Zv = 40?(cos 140)3 = 37;

При этом значение коэффициента формы зуба YF = 1. 61 [1 с. 100].

Расчетное изгибное напряжение;

?F = 1500? YF2? KF? ?KFV?М2?cos/(d1?d2?m);

?F = 1500?1. 61?1. 3?1?6962?cos 140/(160?640?16) = 13 МПа;

условие ?F < [?]F = 52 МПа выполняется.

4. Расчет открытой передачи

4.1 Выбор материалов зубчатой пары

Принимаем сталь 45; термообработка улучшение:

— шестерня: HB 285

— колесо: HB 270.

а) Допускаемое контактное напряжение

[?]H = [?]HO*KHL/SH = 610*1/1.1 = 555 МПа

[?]HO- предел контактной выносливости

[?]HO= 2*HB+70 = 2*270+70 = 610 МПа

KHL=1 — коэффициент долговечности

SH=1.1 — коэффициент безопасности

б) Допускаемые изгибные напряжения

[?]F = [?]FO*KFL *KFC*Ys/Sf

[?]FO1= 1. 8HB = 1. 8*285 = 513 Мпа

[?]FO2=1. 8HB = 1. 8*270 = 486 Мпа

KFL=1 — коэффициент долговечности

KFC=1 — коэффициент влияния двухстороннего приложения нагрузки

YS=1. 035 — коэффициент градиента напряжений

SF — коэффициент безопасности

SF = SF'* SF" = 1. 75*1 = 1. 75

SF' - коэффициент нестабильности

SF" - коэффициент для штамповок

[?]F1 = 513*1*1*1. 035/1. 75 = 212 МПа

[?]F2 = 486*1*1*1. 035/1. 75 = 201 МПа

4.2 Принимаем число зубьев шестерни

Z1=20, тогда число зубьев колеса Z2= Z1* U3=20*6. 11=122

4.3 Коэффициент формы зуба

При Z1=20 — YF1=4. 09

При Z2=122 — YF2=3. 6

Отношение [?]F/YF:

Шестерня [?]F1/YF1 = 212/4,09 = 51,8 Мпа

Колесо [?]F2/YF2 = 201/3,6 = 55,8 Мпа

т.к. [?]F1/YF1 < [?]F2/YF2, то расчет ведём по зубьям шестерни

4.4 Модуль передачи

/

Km = 1.4 — для прямозубых передач

?bd=0.4 — коэффициент ширины колеса

KF?=1. 05 — коэффициент неравномерности распределения нагрузки

m = 13.4 мм

Учитывая повышенный износ открытых передач принимаем m=16 мм

4.5 Геометрические параметры передачи

Делительные диаметры

d1 = m*Z1 = 20*16 = 320 мм; d2 = m*Z2 = 16*122 = 1952 мм

межосевое расстояние

a = (d1+d2)/2 = (1952+320)/2 = 1136 мм

диаметры выступов

da1=d1+2m = 320+2*16 = 352 мм; da2=d2+2m = 1952+2*16 = 1984 мм

диаметры впадин

df1=d1−2. 5m = 320−2. 5*16 = 280 мм; df2=d2−2. 5m = 1952−2. 5*16 = 1912 мм

ширина колеса b2= ?bdd1 = 0. 4*320 = 128 мм

ширина шестерни

b1 = b2+5 = 128+5 = 133 мм

4.6 Окружная скорость

V = ?dn/6*104 = 3. 14*320*24/6*104 = 0.4 м/с

4.7 Силы действующие в зацеплении

— окружная P2 = 2*M2/d1 = 2*6962*103/320 = 43 514 Н

— радиальная Fr2 = P2*tg? = 43 514*tg20? = 15 839 H

4.8 Расчетные изгибные напряжения

?F = YFY?2000MKF?KF?KFV/bdm = 4. 09*1*2000*6962*0. 91*1. 05*1/133*16*320 = 110 МПа < [?]F1

KF?=0. 91 — при 8 степени точности

KF?=1,05

KFV=1 — для открытой передачи

Y?=1 — для прямозубых колёс

5. Проектировочный расчет валов.

5.1. Быстроходный вал — червяк

d = 16. 4?4v Nэлр/n1?[0];

где [0] = 0. 50 — допускаемый угол закручивания на 1 м длины вала [1 c. 104],

d = 16. 4?4v 22. 46?103/977?0.5 = 42.7 мм;

Чтобы ведущий вал редуктора можно было соединить с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя dдв = 60 мм [2 c. 391],

принимаем диаметр выходного конца dв1 = 60 мм,

диаметр вала под уплотнением dу1 = 63 мм,

диаметр вала под подшипником dп1 = 70 мм.

5.2 Тихоходный вал

d = 16. 4?4v 17. 95?103/24. 4?0.5 = 102 мм;

принимаем диаметр выходного конца dв3 = 105 мм,

диаметр под уплотнитель dу3 = 110 мм,

диаметр под подшипник dп3 = 120 мм,

диаметр под колесом dк3 = 130 мм.

5.3 Конструктивные размеры колеса

Диаметр ступицы;

dст 1. 6? dк3;

dст 1. 6?130 = 208 мм;

длина ступицы;

lст (1.2 1. 8)?dк3;

lст (1.2 1. 8)?130 = 156 234 мм;

примем lст = 200 мм;

толщина обода;

1 = 2? m;

1 = 2?16 = 32 мм;

толщина диска;

C = 0. 25? b2;

C = 0. 25? 144 = 36 мм;

диаметр винта;

d = (1.2 1. 4)?m;

d = (1.2 1. 4)?16 = 19 22 мм;

примем винт М20

длина винта;

l = 0.4? b2;

l = 0.4? 144 = 58 мм;

5.5 Предварительный выбор подшипников

Предварительно назначаем радиально — упорные шарико-подшипники тяжелой серии № 6414 — для быстроходного вала и средней серии № 6324 — для тихоходного вала по ГОСТ 8313– — 75.

d мм

D мм

B мм

C кН

C0 мм

6414

70

180

42

208

162

6324

120

240

56

309

287

6. Быстроходный вал — червяк

6.1 Схема нагружения быстроходного вала

Горизонтальная плоскость;

mA = P? 270 — Bx? 540 = 0;

Ax = Bx = 2501? 270 / 540 = 1251 H;

Вертикальная плоскость;

mA = Fr1? 270 — By? 540 — Fa1? d1 / 2 = 0;

By = (7920? 270 — 21 756? 160/ 2) / 540 = 737 H;

Ay = Fr1 — By = 7920 — 737 = 7173 H;

Суммарные реакции опор;

A = v Ax2 + Ay2 = v 12 512 + 71 732 = 7281 H;

B = v Bx2 + By2 = v 12 512 + 7372 = 1452 H;

6.2 Эквивалентная нагрузка

Осевые составляющие реакций опор;

Sa = e? A = 0.8? 7281 = 5824 H;

SB = e? B = 0.8? 1452 = 1162 H;

Результирующие осевые нагрузки;

FaA = SA = 5824 H;

FaB = SA + Fa = 5824 + 21 756 = 27 580 H;

Проверяем подшипник А.

Отношение Fa / Fr = 5824 / 7281 = 0. 79 < e; следовательно X = 1, Y = 0 [1 c. 117].

P = (X? V? A + Y? Fa)? Kб? Kт = 7281? 1.1 = 8009 H;

X = 1 — коэффициент радиальной нагрузки;

V =1 — вращается внутреннее кольцо подшипника [1 с. 117];

K, = 1.1 — коэффициент безопасности [1 с. 119];

Kт = 1 — работа при t < 1000 [1 с. 119];

Проверяем подшипник B.

Отношение Fa / Fr = 27 580 / 1452 = 19 > e; следовательно X = 0. 39, Y = 0. 76 [1 c. 117].

P=(X?V?B+Y?Fa)?Kб?Kт=(0. 39?1452+0. 76?27 580)?1. 1==21 527 H;

6.3 Расчетная долговечность подшипника

часов

Ресурс работы редуктора 12 000 часов.

7. Тихоходный вал

7.1 Схема нагружения тихоходного вала

Горизонтальная плоскость;

?mС = P2? 100 — P1? 130 — Dx? 260 = 0;

Dx = (43 514? 100 -21 756? 130)/260 = 5858 Н;

Cх=P2+P1+Dx = 43 514 + 21 756 + 5858 = 71 128 Н;

Вертикальная плоскость;

?mС = Fr2? 100 + Fr1? 130 + Fa1? d2/2 — Dy? 260 = 0;

Dу = (15 839? 100 + 7920? 130+2501?640/2)/260 = 13 130 H;

Cy = Fr2 + Dy — Fr1 = 15 839+13130 — 7920 = 21 049 H;

С = = 74 177 H;

D = = 14378H;

7.2 Эквивалентная нагрузка

Осевые составляющие реакций опор;

Sc = е? С = 0. 68?74 177 = 50 440 Н;

SD = 0. 68? 14 378 = 9777 Н;

Результирующие осевые нагрузки;

FaС = SС = 50 440 Н;

FaD = SС + Fa = 50 440 + 2501 = 52 941 H;

Проверяем подшипник C.

Отношение; Fa/Fr = 50 440/74177 = 0. 68 < е; следовательно Х = 1 Y = 0 [1 c. 117];

Р = 74 177? 1.1 = 81 594 Н;

Проверяем подшипник D.

Отношение; Fa/Fr = 52 941/14378 = 3. 68 > е; следовательно Х = 0. 41 Y = 0. 87 [1 c. 117];

Р = (0. 41? 14 378 +0. 87? 52 941)? 1.3 = 51 954 Н;

7.3 Расчетная долговечность подшипника

Lh = = 37 717 часов;

8. Уточненный расчет червячного вала.

8.1 Расчетная стрела прогиба червяка

Jпр =

где Е = 2,1?105 МПа — модуль упругости для стали;

1 = 540 мм — расстояние между опорами;

Jnp — приведенный момент инерции.

Jпр =;

Jпр = = 14. 8?106 мм4;

f = = 0. 007 мм;

8.2 Допускаемая стрела прогиба

[f] = (0. 005 + 0. 01)? m = (0. 005+0. 01)? 16 = 0. 08 0.1 мм; Условие f < [f] выполнено.

8.3 Коэффициент запаса прочности

Опасное сечение проходит через опору B. В этом сечении вал работает только на кручение, концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженым с гарантированным натягом.

Материал вала сталь 45;

термическая обработка — улучшенная? В = 690 МПа. Пределы выносливости;

— при изгибе ?-1? 0. 43? ?В = 0. 43?690 = 296 МПа;

— при кручении ?-1? 0. 58? ?-1 = 0. 58?296 = 172 МПa.

Осевой момент сопротивления;

W =? ? d3/32 = 3. 14? 703/32 = 33. 7?103 мм3;

Полярный момент сопротивления;

Wp = 2? W = 2? 33. 7?103 = 67. 4?103 мм3;

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений;

?v = ?m = M½?Wp = 200. 1?103/2? 67. 4?103 = 3 МПа;

Коэффициенты;

= 5. 5;

= 0.6? + 0.4 = 0.6? 5.5 + 0.4 = 3. 7;

?? = 0. 1; [2c166]

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

s? = = = 15. 1;

Высокое значение коэффициента запаса прочности объяснятся тем, что диаметр вала по конструктивным соображениям (равенство диаметра выходного конца диаметру вала электродвигателя) был значительно увеличен. Уменьшение диаметра вала приведет к тому, что долговечность подшипников будет меньше ресурса работы привода.

9. Уточнённый расчёт тихоходного вала

9.1 Рассмотрим сечение под опорой С

Концентрация напряжений обусловлена подшипником, посаженным с гарантированным натягом.

9.2 Осевой момент сопротивления

W = ??d3/32 = 3. 14?1203/32 = 169,6?103 мм3.

9.3 Полярный момент сопротивления

Wp = 2? W =2?169,6?103 = 339,2?103 мм3.

9.4 Суммарный изгибающий момент

Ми = = = 4631 Н? м.

9.5 Амплитуда нормальных напряжений

= Ми/ W= 4631?103/169,6?103 = 27,3 МПа.

9.6 Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

?v = ?m = M2/2 ?Wр= 6962?103/2?339,2?103 = 10,3 МПа

9.7 Коэффициенты [2 c. 166]

= 3,6;

= 0,6?+ 0,4 = 0,6?3+0,4 = 2,5;

?? = 0.1.

9.8 Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

sб = == 3.3.

9.9 Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s? = = = 6,9.

9. 10 Общий коэффициент запаса прочности

s = = = 3.0 > [s] = 2. 5;

Во всех случаях условие s > [s] =2.5 выполняется.

10. Выбор и проверка шпоночных соединений

10.1 Выбор шпонки

привод вал зубчатый пара

Для соединения валов с деталями выбираем призматические шпонки по ГОСТ 23 360–78 [2 c. 169].

Напряжение смятия шпонки;

?cм = < [?]см = 100 МПа [2 c. 170],

где 1 — длина шпонки;

b — ширина шпонки;

t1- глубина паза вала.

10.2 Быстроходный вал

Шпонка на выходном конце ведущего вала bhl = l81150 мм;

?cм = = 52,1 МПа;

10.3 Тихоходный вал

Шпонка под колесом bhl = 3 620 190 мм;

?cм = = 86,9 МПа;

Шпонка на выходном конце bhl = 3 218 150 мм;

?cм = = 153,2 МПа;

Условие ?cм < [?]см не выполняется. Устанавливаем две шпонки под углом 180? каждая из которых будет передавать половину момента, тогда

?cм = = 76,6 МПа;

Условие ?cм < [?]см выполняется во всех случаях.

11. Смазка редуктора

Смазка червячного зацепления осуществляется окунанием колеса в масляную ванну. Объем масляной ванны.

V = (0.5? 0. 8)?N = (0.5? 0. 8) ?22,5? 15 л.

Рекомендуемое значение вязкости масла:

— при Vс = 4.7 м/с —? = 15?10−6 м2/с,

по этой величине выбираем масло индустриальное И-20А [2 c. 253].

Смазка подшипниковых узлов осуществляется благодаря разбрызгиванию масла червячным колесом.

12. Конструктивные элементы корпуса

12.1 Толщина стенки корпуса и крышки редуктора

? = 0. 04? а+2 = 0. 04?400+2 = 18 мм принимаем? = 18 мм.

12.2 Толщина фланцев

b = 1. 5? = 1. 5?18 = 28 мм.

12.3 Толщина нижнего пояса

р = 2. 35? = 2. 35?18 = 42 мм.

12.4 Толщина ребер

m = b = 18 мм.

12.5 Диаметр болтов

— фудаментых d1= 0. 036? aw+12 = 0,036?400+12 = 26 мм, примем болты М24;

— болты у подшипников d2 = 0. 75? d1 = 0. 75?24 = 18 мм, примем болты М18;

— болты, соединяющие крышку с корпусом d3 = 0. 6? d1 = 0. 6?24 = 14 мм, примем болты М14

12.6 Наименьший зазор между колесом и стенкой корпуса

— по диаметру, А? 1,2?? =1,2?18 = 20 мм;

— по торцам A1? ? = 18 мм.

13. Подбор и проверка муфт

Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на ведущий вал редуктора используем упругую втулочно-пальцевую муфту по ГОСТ 21 424–75, для которой допускаемый передаваемый момент:

[M] = 500 Н? м,

Расчетный момент:

Mр1= k? M1 = 1,5?200,1 = 300.2 Н? м < [M]

где к = 1,5 — коэффициент эксплуатации.

14. Конструирование сварной рамы

Для обеспечения точности положения одной сборочной единицы относительно другой механизмы привода (редуктор, электродвигатель) устанавливаются на сварной раме, выполненной из швеллеров № 12, расположенных для удобства постановки болтов полками наружу. На внутреннюю поверхность полки навариваются косые накладки, которые выравнивают опорную поверхность под головки болтов.

Опорные поверхности — платики, на которые устанавливаются редуктор и электродвигатель, создаются привариванием узких полосок стали высотой 5 мм. Все опорные поверхности, на которые устанавливаются механизмы привода, обрабатываются после сварки.

15. Литература

1. Киселёв Б. Р. Проектирование приводов машин химического производства. — Иваново.: ИГХТУ, 1987.

2. Чернавский С. А. Курсовое проектирование деталей машин. -М.: Машиностроение, 1987.

3. Анурьев В. И. Справочник конструктора — машиностроения. Т3. -М.: «Машиностроение», 1978.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой