Привод электромеханический

Размещено на http://www.allbest.ru/

ФГБОУ ВПО Кемеровский технологический институт пищевой промышленности

Кафедра: «Прикладная механика»

Пояснительная записка к курсовому проекту

по курсу «Детали машин и основы конструирования»

ПРИВОД ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКИЙ

Выполнил: ст. гр. ХМ-01

Вергунов Е.О.

Проверил:

Грачёва Л.В.

Кемерово 2013

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчёт привода

1.1 Требуемая мощность электродвигателя

1.2 Требуемая частота вращения вала электродвигателя

1.3 Выбор электродвигателя

2. Определение передаточного числа и разбивка его по ступеням.

3. Расчёт силовых и кинематических параметров привода.

3.1 Мощность на валах привода

3.2 Частота вращения на концах привода

4. Расчёт цилиндрической передачи

5. Расчёт цепной передачи

6. Проектировочный расчет валов

6.1 Проектировочный расчет быстроходного вала

6.2 Проектировочный расчет тихоходного вала

7. Выбор подшипников

8. Определение конструктивных размеров шестерни и колеса.

9. Определение размеров конструктивных элементов корпуса редуктора

10. Расчёт шпоночных соединений

10.1 Быстроходный вал

10.2 Тихоходный вал

11. Проверка подшипников

12. Определение опорных реакций

13. Проверочный расчет тихоходного вала.

14. Выбор смазочного материала и способа смазки

15. Точность изготовления деталей машин

16. Сборка редуктора

17. Выбор муфты между тихоходным валом редуктора и валом рабочей машины

18. Компоновка привода. Подбор элементов сварной рамы

Заключение

Список литературы

ВВЕДЕНИЕ

Целью данной курсового проекта является проектирование электромеханического привода. Электромеханическим приводом называется устройство передающее вращающее движение от вала электродвигателя к вала рабочей машины.

Данный привод состоит из электродвигателя, вал которого через муфту соединяется с быстроходный валом редуктора, который в свою очередь соединяется с тихоходным валом редуктора при помощи зубчатой цилиндрической передачи, а тихоходный вал соединяется с валом рабочей машины при помощи цепной передачи. В ходе выполнения этой курсовой работы приобретаешь навыки в работе с учебной, справочной литературой, государственными стандартами. Тагже учимся принимать обоснованные конструктивные и технологические решения.

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА

1.1 Требуемая мощность электродвигателя

Определяем требуемую мощность Р_тр, кВт, по формуле 1.1 [1, с.8]

Р_тр=Р_р.м. / з (1.1)

где Р_{р. м} - мощность на валу рабочей машины, кВт,

з - КПД привода

з= з₁ • з₂ •…• зЄ_п., (1.2)

з_п - КПД передачи редуктора, передачи с гибким тяговым органом,

муфты, пары подшипников качения и т.д.;

т - количество пар подшипников в приводе.

з = з₁ · з_2.· з₄· зі_3. (1.3)

з =0,98·0,97·0,99·(0,935)і=0,862

Р_тр=3,3/0,862=3,8 кВт,

где з₁, з₂, з_3., з₄ - КПД ременной передачи, червячного зацепления пары подшипников, муфты.

1.2 Требуемая частота вращения вала электродвигателя

Определяем требуемую частоту вращения вала электродвигателя, об/мин, по формуле (1.3) 1, с.9

nґ_min= n_р.м.uґ_min, (1.4)

nґ_max=n_р.м·uґ_mах, (1.5)

где n_р.м - частота вращения вала рабочей машины, об/мин;

uґ_тin, uґ_тах - минимальные и максимальные рекомендуемые

передаточные отношения привода определяем по формулам (1.4,1.5) 1, с.8

uґ_min =uґ_1min•uґ_2min, (1.6)

uґ_mах =uґ_1mах •uґ_2mах, (1.7)

где uґ₁ =3,15ч5 - передаточное отношение редуктора

uґ₂ =1,5ч4 - передаточное отношение передачи с гибким тяговым органом.

uґ_min=3,5*1,5=4,72,

uґ_mах=5*4=20,

nґ_min=162*4,72=765,45,

nґ_max=162*20=3240.

1.3 Выбор электродвигателя

электродвигатель привод вал подшипник

Выбираем по таблице 1.3 [1,с.11] электродвигатель с мощностью Р, кВт? Р_тр, частотой вращения n, об/мин ротора в пределах от nґ_min до nґ_max.

Электродвигатель с мощностью Р=4 кВт; n=1000мин^-1; n_ас=950мин^-1;

d_дв=32мм; l_дв=80мм - диаметр и длина выходного конца вала двигателя.

Выбираем АИР112МВ6/950 по ТУ16-525.564-84. Эскиз электродвигателя на рисунке 2.



Рисунок 2. Эскиз электродвигателя.

2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПЕРЕДАТОЧНОГО ЧИСЛА ПРИВОДА И РАЗБИВКА ЕГО ПО СТУПЕНЯМ

Общее передаточное число привода определяем по формуле (1.7)1, с.12

u_об.=n_ас/n_р.м. (2.1)

где n=1455-ассинхронная частота вращения двигателя, мин^-1

u_об.=950/162=5,86.

Определим фактическое передаточное число привода.

u_об=u₁•u₂, (2.2)

u_об=2,5*2,34=5,86

где u₁=2,5- передаточное число редуктора;

u₂=u_об/u₁=5,86/2,5=2,34-передаточное число цепной передачи.

3. РАСЧЕТ СИЛОВЫХ И КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ПРИВОДА

3.1 Мощность на валах привода

Силовой расчёт заключается в расчёте мощности, Р, кВт, и вращательного момента, Т, н·м., на валах.

Зная мощность двигателя Р_дв.=4 кВт, рассчитываем мощности на валах, Р₁, Р₂, Р_р.м, кВт. определяем по формулам (табл. 1.5)(1, с.13)

Р₁ = Р_дв· з₁ · з_3, (3.1)

где Р₁ - мощность на быстроходном валу.

Р₁=4*0,98*0,935=3,88кВт

Р₂= Р₁· з₂· з₃, (3.2)

где Р₂ - мощность на тихоходном валу.

Р₂=3,88*0,97*0,935=3,725кВт

Р_р.м= Р₂· з _м · з_пс, (3.3)

где Р_р.м.- мощность на валу рабочей машины.

Р_р.м=3,725*0,95*0,99=3,448кВт.

3.2 Частота вращения на концах привода

n_дв=n_ac=950мин^-1 ₌n₁ (3.4)

Определяем частоту вращения на валах машины.

n₂=n₁/u_1, (3.5)

n₂ =380/2,5=162,39 мин^-1

n_рм=n₂/u₂, (3.6)

n_рм=162,39/2,34=162,39мин^-1

Кинематический расчёт заключается в расчёте угловой скорости, щ,1/с, и частоты вращения, n, об/мин, определяем по формулам (табл. 1.5)(1, с.13)

Определяем угловую скорость на валу электродвигателя, щ, 1/с по формуле

щ_дв=р·n_ас/30, (3.7)

где n_ас=720-ассинхронная частота вращения двигателя, мин^-1.

щ_дв=3,14 ·950/30=99,43 с^-1 =щ₁

щ₂=3,14·380/30=39,773 с^-1

щ_рм=3,14·162,39/30=16,996 с^-1

Рассчитываем крутящий момент на валах привода по формуле

Т_дв=Р_дв/ щ_дв (3.8)

Т_дв= 4000/99,43 =40,21 Нм

Т₁=Р₁/ щ₁ (3.9)

Т₁=3880/39,773 =97,529 Нм

Т₂=Р₂/ щ₂ (3.10)

Т₂=3725/16,996 =219,158 Нм

Т_р.м= Р_р.м/ щ_р.м., (3.11)

Т_р.м=3448/16,996=202,863 Нм

Полученные результаты расчётов заносим в таблицу 1.

Таблица 1.-Результаты расчётов

Вал	Мощность, Р кВт	Частота вращения, n мин-1	Угловая скорость, щ 1/с	Вращающий момент, Т Н·м
Двигатель	4	950	99,43	40,21
Быстроходный вал	3,88	380	39,773	97,529
Тихоходный вал	3,725	162,39	16,996	219,158
Рабочая машина	3,448	162,39	16,996	202,863

4. РАСЧЁТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

Расчёт зубчатой передачи выполняется на ЭАМ.

Исходные данные для расчёта зубчатой передачи на ЭВМ сведены в таблицу 2.

Таблица 2 - Исходные данные для расчёта зубчатой передачи

Наименование параметра	Единица величины	Значения
Ресурс (срок службы)	час	30000
Частота вращения колеса	об/мин	162,39
Номер типового режима нагружения		0
Вращающий момент на валу колеса	Н·м	219,16
Степень точности		7
Угол наклона зубьев	Град	11
Передаточное число		2,5
Материал зуб. колес Шестерни Колеса	1, 3, 8
Коофициент ширины зуб. венца		0,4
Коофициент смещения Шестерни Колеса		0 0

Результаты расчётов смотри на страницах 10, 11.

Вывод:

Из всех вариантов расчета на ЭВМ наиболее подходящий вариант 2.Приемлемые размеры у колеса 199,67 мм и относительно малом межосевом расстоянии 139,56мм. Это влияет на размеры редуктора.

5. РАСЧЁТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Расчёт цепной передачи представленного редуктора осуществляется на ЭВМ по трем различным вариантам.

Основываясь на результатах расчёта (см. ниже), а именно на габаритных размерах передачи, на выполнении условий прочности и на пропорциональности элементов привода принимаем первый вариант исполнения цепной передачи.

Таблица 3 - Исходные данные для расчёта цепной передачи

Наименование величины	Обозначение величины	Индификатор	Величина Измерений	Величина
Коэффициент динамической нагрузки	Кд	К3		1
Коэффициент наклона передачи	Кя	К4		1
Коэффициент регулировки натяжения цепи	Крег	К5		1
Коэффициент учитывающий характеристики смазки	Ксм	К6		1,5
Коэффициент режима	Креж	К7		1
Межосевое расстояние	a	A	Мм	0
Крутящий момент на ведущей звёздочке	Т1	Т1	Нм	219,16
Частота вращения ведущей звёздочки	n1	N1	Об/мин	162,39
Число рядов цепи	R	R		1,2,3
Передаточное число	U	UШ		2,34

Результаты расчётов смотри на страницах 13, 14.

6. ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ

6.1 Проектировочный расчёт быстроходного вала

Так как проектируемый быстроходный вал (рис. 4.1) изготавливаем заодно с шестерней, то для изготовления вала принимаем тот же материал, что и для изготовления шестерни, т. е. углеродистую конструкционную сталь 45 (термообработка - улучшение).

Определяем диаметр выходного конца быстроходного вала d, м, по формуле [1, с.45]

(6.1)

где Т - вращающий момент на валу, Н•м;

По диаметру вала электродвигателя принимаем диаметр выходного конца вала:

d₁= 0,8* d_дв =0,8*32=25,6мм (Примем d₁ =30мм)

Длину этого участка вала принимаем основываясь на длине шпонки необходимой для передачи вращающего момента от шкива на вал, таким образом длина выходного конца вала:

l_вых=1,2* d₁ =1,2*30=36мм (Примем l_вых =58мм)



Рисунок 6.1 Проектный эскиз быстроходного вала

Диаметр вала под подшипником:

d_п =d₁ +5=30+5=35 мм (Примем d_п =35 мм)

6.2 Проектировочный расчёт тихоходного вала

Проектируемый тихоходный вал (рис. 6.2) изготовляем из углеродистой конструкционной стали 45 (термообработка - улучшение).

Определяем диаметр выходного конца тихоходного вала d₂, мм, по формуле [1, с.45]

где Т - вращающий момент на валу, Н•м

Принимаем диаметр выходного конца тихоходного вала 36 мм. Далее ориентируясь на принятый минимальный диаметр вала и на диаметр, принятый при прочностных расчётах шпоночного соединения (см. п.8.3), определяем размеры выходного конца вала. Так как выходной конец тихоходного вала соединяется с валом рабочей машины с помощью муфты c торообразной оболочкой (см. п.14), то его размеры согласуем с соответствующими размерами стандартных муфт. Таким образом, имеем: длину выходного участка вала l₁=58 мм.

Диаметр вала под подшипником:

d_п =d₂ +5=36+5=41 мм (Примем d_п =45 мм)

Диаметр вала под колесом:

d_к= d_п +5= 45+5=50 мм.

Диаметр буртика колеса:

d_б = d_к +5= 50+5=55 м

Рисунок 6.2 Проектный эскиз тихоходного вала

7. ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ

Учитывая рекомендации [1, с.50] и направления действия сил в зацеплении, для тихоходного и быстроходного валов примем шарикоподшипники однорядные легкой серии по ГОСТ 8338-79 №207 и №209.

Используем подшипники класса точности 0, так как подшипники более высокой точности применяют для опор валов, требующих повышенной точности вращения или работающие при особо высоких частотах, к тому же применение подшипников более высоких классов точности увеличивает стоимость изделия.

Параметры выбранных подшипников представлены в таблице 4.

Таблица 4. Параметры подшипников

№ подшипника	d	D	B	С	С0
	мм	кН
207	35	72	17	25,5	13,7
209	45	85	19	33,2	18,6

8. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОНСТРУКТИВНЫХ РАЗМЕРОВ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА

Шестерня изготовлена заодно с валом.

a_w =139,56мм, d₁ =79,46мм, в =10, b₁ =62мм, m=2мм, z₁=39

Колесо зубчатое.

d₂ =199,67мм, в =10мм, b₂ =57мм, m=2мм, z₂ =98

d_ст.=1,6* d_к2=1,6*50=80мм-диаметр ступицы

l_cт=(0,8..1,5)* d_к2=(0,8..1,5)* 50=40…75мм-длина ступицы (примем l_cт=60мм)

S= 2,5*m+2=2,5*2+2=7мм-ширина торца (примем S=7мм)

9. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ КОНСТРУКТИВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА

Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнений и для обеспечения смазки.

Как правило, корпус редуктора изготовляют литым из чугуна СЧ10 или СЧ15.

Основание корпуса и крышку фиксируют двумя коническими штифтами, по таблице 11.4 [1, c. 84]. Основание и крышку корпуса соединяют болтами.

Толщина стенки корпуса и крышки редуктора, д₁, д₂, мм, определяется по формуле

д₁=0,025*а+1=0,025*139,56+1=4,5мм

д₂=0,02*а+1=0,032*129,97+1=3,6мм

примем д=8.

толщина верхнего и нижнего фланца редуктора

b₁=b₂=1,5* д=12мм

толщина нижнего пояса редуктора

р=2,35* д=2,35*8=19мм

толщина ребер редуктора

m=(0,85..1)* д=6..8 (примем m=8)

диаметр фундаментных болтов редуктора

d₁=(0,03..0,036)*a+12=16,2..17 (примем d₁=М16)

диаметр болтов

а) у подшипников d₂=(0,7..0,75)* d₁=11,2..12 (примем d=M12)

б) соединяющих корпус с крышкой d₃=(0,5..0,6)*d₁=8..9,6 (примем d₃=М10)

Конструирование крышек подшипников

Крышка на быстроходном валу. D_п=72мм

Диаметр фланца D_ф= D_п+(4..4,4)d=104..107,2мм

По рекомендации (с.128, Дунаев)

При D_п=72мм; d=8мм; д=6; z=4; c=d=8, тогда D_ф=105мм

д₁=1,2д=7,2мм (примем д₁=7мм)

д₂=(0,9..1)д=5,4..6(примем д₂=6мм)

Крышка на тихоходном валу.

D_п=85мм

Диаметр фланца

D_ф= D_п+(4..4,4)d=117..120,2мм

По рекомендации (с.128, Дунаев)

При D_п=85мм; d=8мм; д=6; z=4; c=d=8, тогда D_ф=120мм

д₁=1,2д=7,2мм (примем д₁=7мм)

д₂=(0,9..1)д=5,4..6(примем д₂=6мм)

10. РАСЧЁТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Эскиз шпоночного соединения приведен на рисунке 9.1

Рисунок 9.1

10.1 Быстроходный вал

Шпонка на выходном конце быстроходного вала, d₁ =30мм,l_вых1=58мм, l_р= l_вых1-(5..10)=53..48 (примем l_р=45мм)

[у]=100МПа

bxh=8x7, t₁=4мм

Шпонки предназначены для закрепления деталей на валах и осях и передачи вращающего момента.

Призматическая шпонка выбирается в зависимости от диаметра вала, на который насаживается деталь по ГОСТ 23360 - 78, по таблице 10.1

Длину шпонки назначают из стандартного ряда так, чтобы она была несколько меньше длины ступицы (примерно на 5 - 10 мм).

Прочностной расчёт шпоночных соединений ведут только на смятие, так как размеры шпонок по ГОСТу подобраны так, что если условие на смятие выполняется, то и на срез условие выполнится.

Напряжение смятие узких граней шпонки не должно превышать допускаемого, т.е. должно удовлетворять условие (10.1)(1.с.76):

 (10.1)

где =100 - допускаемое напряжение смятия, МПа,

- сила смятия, Н, определяется по формуле

(10.2)

Т - передаваемый вращающий момент, Н•м,

d - диаметр вала в месте установки шпонки, м,

А_см - площадь смятия, мм², определяется по формуле

(10.3)

h - высота шпонки, мм,

t₁ - глубина паза вала, мм

l_р - рабочая длина шпонки, мм, определяется по формуле

l_р =l - b, (10.4)

10.2 Тихоходный вал

Шпонка на выходном конце тихоходного вала d₂ =36мм, l_вых2=58мм,

l_р= l_вых1-(5..10)=53..48 (примем l_р=50мм)

[у]=100МПа

bxh=10x8, t₁=5мм

проверка шпонки на смятие.

Шпонка под колесом dк2 =50 мм, lст=60мм, l_р= l_вых1-(5..10)=55..50,

(примем l_р =56мм) bхh=14х9, t=5,5мм.

проверка шпонки на смятие.

Посадки для призматических шпонок регламентированы ГОСТ 23360 - 78. Ширину призматической шпонки выполняют по h9. Ширину шпоночного паза вала для призматической шпонки выполняют по Р9. Ширину шпоночного паза отверстия при неподвижном соединении нереверсивной передачи выполняют по Y_S 9.

11. ПРОВЕРКА ПОДШИПНИКОВ НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЁМНОСТИ

При эскизном проектировании были выбраны тип, класс точности схема установки подшипников. Далее нужно определить силы, нагружающие подшипник, произвести подбор подшипника по динамической грузоподъемности, окончательно установить основные размеры подшипника, конструктивно оформить опоры.

Основными нагрузками на валы являются силы от передач. Силы на валы передают через насаженные на них детали: зубчатые или червячные колеса, шкивы, звездочки, полумуфты. Точные значения сил, действующих на валы со стороны передач (зубчатых, червячных, ременных, цепных и др.), вычисляют при расчете этих передач.

На выходные концы валов со стороны соединительной муфты в общем случае могут действовать радиальные и осевые силы, а также изгибающий момент. Значения и плоскости действия нагрузок зависят как от смещений соединяемых муфтой валов, обусловленных погрешностями изготовления и монтажа, так и от особенностей конструкции муфты, неравномерного изнашивания ее элементов, деформаций деталей муфты и валов при передаче вращающего момента. Обычно наибольшее влияние на реакции опор и нагруженность вала оказывает радиальная сила.

Радиальную реакцию подшипника считают приложенной к оси вала в точке пересечения с ней нормалей, проведённых через середины контактных площадок. Для роликовых конических подшипников эта точка находится на некотором расстоянии от торца подшипника, которое может быть определено графически или аналитически.

Проверка подшипников на долговечность осуществляется на ЭВМ. Ниже приведены исходные данные для расчёта каждого вала, а также результаты вычислений.

13. ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЁТЫ ТИХОХОДНОГО ВАЛА

Построение эпюр изгибающих моментов.

Строим эпюру М_у.

Строим эпюру М_х.

Построение эпюр суммарных моментов.

Строим эпюру

Расчет вала на статическую прочность.

В расчёте используют коэффициент перегрузки, К_П, определяется по формуле 1,с.128

 (13.3)

где - момент перегрузки, Н•м,

- номинальный вращающий момент, Н•м.

Для большинства асинхронных электродвигателей К_П =2,2.

В расчёте определяют нормальные у, МПа, и касательные ф, МПа, напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок определяются по формулам (16.1),(16.2) 1.с.129

(13.4)

(13.5)

где- максимальный момент при изгибе, Н•м, определяется по формуле 1,с.129

(13.6)

- максимальный крутящий момент при кручении, Н•м, определяется по формуле (1,с.129)

(13.7)

- осевой момент сопротивления сечения вала, мм³, определяется по формуле 1,с.129

 (13.8)

- полярный момент сечения вала, мм³, определяется по формуле (1,с.129)

(13.9)

(13.10)

Расчет вала на выносливость

Расчет выполняют в форме проверки коэффициента S запаса прочности, минимально допустимое значение которого принимают в диапазоне [s] = 1,5-2,5.

Для каждого из установленных предположительно опасных сечений вычисляют коэффициент S

(13.11)

Предположительно опасными сечениями являются все сечения, где присутствует концентратор напряжений. Проверяем сечение, в котором максимальный суммарный момент М_? (см. рисунок 6).

Sу и S_ф. коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям

 (13.12)

где у_-1=380МПа и ф_-1=230МПа - предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба и кручения (таблица 16.1,1, с129);

К_у=1,8, К_ф=1,5 - эффективные коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений (таблица 16.3, 1, с131).

K_d =0,83- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (таблица 16.4, 1, с132);

K_F - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости: при шероховатости поверхности R_a от 0,32 до2,5 мкм принимают К_F =0,95;

у _a - амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении;

- амплитуда цикла касательных напряжений, в предположении что цикл отнулевой;

у_m - среднее напряжение цикла нормальных напряжений; если нагрузка F_a на вал отсутствует или пренебрежимо мала, то принимают у_т = 0; если же достаточно велика, то

- среднее напряжение цикла касательных напряжений;

ш_у =0,1, ш_ф =0,05- коэффициент чувствительности к асимметрии цикла по нормальным и касательным напряжениям (таблица 16.1, 1, с133).

Определяем коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям

Определяем коэффициент запаса на сопротивление усталости

14. ВЫБОР СМАЗОЧНОГО МАТЕРИАЛА И СПОСОБА СМАЗКИ

Выбираем картерную (окунанием) смазку, так как её применяют при окружной скорости зубчатых колёс от 0,3 до 12,5, м/c. Расчётная скорость, V=0,47, м/с, попадает в этот интервал.

Вязкость масла выбираем в зависимости от контактных напряжений и окружной скорости колёс, по таблице14.1[1, c.102]. Рекомендуемая кинематическая вязкость, н, мм²/с, равна

н=60 мм²/с

При такой кинематической вязкости, выбираем по таблице (табл.14.2)(1,c.102)], марку масла - И-Г-А-68.

Допустимый уровень погружения колёс, h_m, мм, определяется по формуле

(14.1)

Подшипники смазывают тем же маслом, что и детали передач.

При картерном смазывании передач подшипники смазывают брызгами масла. При окружной скорости колёс V ? 1, м/с, брызгами масла покрыты все детали. Стекающее с колёс и стенок корпуса масло попадает в подшипник.

15. ТОЧНОСТЬ ИЗГОТОВЛЕНИЯ ДЕТАЛЕЙ МАШИН (ДОПУСКИ, ПОСАДКИ, ШЕРОХОВАТОСТЬ ПОВЕРХНОСТЕЙ)

При назначении посадок нужно пользоваться следующими рекомендациями: при неодинаковых допусках отверстия и вала больший допуск должен быть у отверстия; допуски отверстия и вала должны различаться не более чем на 2 квалитета.

Используемые посадки:

зубчатые колёса на валу - H7/p6;

стаканы под подшипники - H7/h7;

распорные кольца - H8/h8;

внутренние кольца подшипников - k6

Шероховатость поверхностей:

посадочные поверхности валов под подшипники - Ra0.8

поверхности шпоночных пазов - Ra1.6

торцы зубчатых колёс - Ra6.3

фаски и выточки - Ra6.3

16. 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 быстроходный вал напрессовывают подшипники, предварительно нагретые в масле;

- в тихоходный вал закладывают шпонки и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала и напрессовывают подшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и устанавливают 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 к корпусу.

После этого устанавливают крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки положения зубчатого зацепления.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжетные уплотнения. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки нишами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

17. ВЫБОР МУФТЫ МЕЖДУ БЫСТРОХОДНЫМ ВАЛОМ РЕДУКТОРА И ВАЛОМ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Диаметр выходного конца быстроходного вала-d₁ =30мм, длина l_вых1=58мм.

Крутящий момент на быстроходном валу Т₁=97,529Нм.

Муфту примем учитывая коэффициент запаса k=1,2, т.е. [T]>1,2•T₁=1,2•97,529=117Hм.

По ГОСТ 20884-82 примем муфту упругую втулочно-пальцевую с допустимым крутящим моментом [T]= 250Hм.

Параметры муфты: D_м=140мм, L_м=165мм.

Обозначение муфты: Муфта упругая МУВП-250-32-11-30 ГОСТ 21424-75.

18. КОМПОНОВКА ПРИВОДА. ПОДБОР ЭЛЕМЕНТОВ СВАРНОЙ РАМЫ

Электромеханический привод, рассматриваемый в данной работе, состоит из электродвигателя, муфты, редуктора, расположенных на сварной раме, ведущей и ведомой звёздочек. Вал рабочей машины располагаем на отдельной раме. Для соединения валов двигателя и редуктора используем муфту упругую втулочно-пальцевую.

При монтаже привода должны быть выдержаны определённые требования к точности относительного положения узлов. Для этого узлы привода устанавливаем на сварную раму, выполненную из швеллеров. Её конструируем из двух продольно расположенных швеллеров и приваренных к ним двух поперечно расположенных швеллеров. Швеллеры располагаем полками наружу, так как это удобно для крепления узлов к раме, осуществляемого болтами, под которые в полках швеллера сверлим отверстия на проход стержня.

По диаметру допустимых отверстий подбираем ближайший больший размер швеллера. По таблице 24.51 [1, с.488] принимаем швеллер 10П ГОСТ 8240-89 с параллельными гранями полок, выполненный из стали Ст3 ГОСТ 535-88.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Подводя итоги проделанной работы необходимо отметить, что проведенные расчёты являются базой, для приобретения навыков в проектировании, не только редукторов, но и других деталей машин, которые пригодятся, как для дальнейшего обучения, так и для работы на производстве.

«Детали машин» - являются первыми из расчетно-конструктивных курсов, в котором изучают основы проектирования машин и механизмов.

Совершенство конструкции детали оценивают по её надежности и экономичности. Под надежностью понимают свойство изделия сохранять во времени свою работоспособность. Экономичность определяют стоимостью материала, затратами на производство и эксплуатацию.

Исходя из требований представленного задания был выбран электродвигатель привода АИР132S8/720. После этого были проведены кинематический и силовой расчёты, в результате чего были определены частота вращения и угловая скорость, мощность и вращающий момент на каждом валу привода.

Согласно условиям прочности по контактным и изгибным напряжениям во втором разделе данной работы были подобраны материалы и определены геометрические размеры зубчатой передачи.

В третьей части на ЭВМ был выполнен расчёт клиноременной передачи и выбрана окончательная схема компоновки привода.

В четвёртой части данной работы был произведён проектировочный расчёт валов, т.е. были определены конструктивные размеры (диаметр и длина) основных участков вала. Согласно схеме нагружения вала, величинам нагрузок, продолжительности действия этих нагрузок для обеих опор был принят роликовый конический однорядный подшипник. В результате дальнейших расчётов и определения требуемой грузоподъёмности (выполненных на ЭВМ) оказалось, что выбранный подшипник полностью соответствует предъявляемым к нему в данном случае требованиям.

В данной работе проведены расчёты деталей, составляющих единый механизм, от работоспособности которого при его эксплуатации могут зависеть не только доходы использующего его предприятия, но и жизнь людей.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1.Детали машин: Учебное пособие по выполнению курсового проекта для студентов механических и технологических специальностей заочной формы обучения/ Л.В. Грачева, В.Н. Грачев, О.В. Евдокимова, В.И. Крылова, Р.Ю. Романенко. Кемеровский технологический институт пищевой промышленности. - Кемерово, 2003. - 180 с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроительных спец. вузов. - М.: Высш. шк., 1985. - 416 с.

3. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений..- М.: Высш. шк., 1991.- 383 с.

4. Попов А.М., Попова А.А. Прикладная механика. Курсовой проект. Учебное пособие для дистанционного обучения. - Кемерово: КемТИПП,1999. - 179 с.

Размещено на Allbest.ru

...