Привод электромеханический

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Электро - механический привод предназначен для передачи вращения от источника мощности (движения) - электродвигателя к рабочему органу - приводному валу шестеренчатого насоса. При этом повышается вращающий момент и понижается частота вращения.

Привод к шестеренчатому насосу состоит из электродвигателя, муфты с упругими элементами, которая соединяет вал двигателя и редуктора, одноступенчатого цилиндрического прямозубого редуктора и открытой цилиндрической прямозубой передачи. Муфта предназначена для соединения валов, так же для компенсации ударных нагрузок, возможных при работе привода. Первая быстроходная ступень привода выполнена закрытой в виде редуктора, чем обеспечивается ее смазка и более щадящие режимы работы. Вторая ступень выполнена открытой, так как она тихоходная.

Прямозубые цилиндрические передачи считаются одними из простых и дешевых в изготовлении.

Привод монтируется на сварной раме, которая крепится к полу с помощью специальных фундаментных (анкерных) болтов.

Особенностью спроектированной передачи является большая передаваемая мощность, большие габариты электродвигателя, которые задают большие габариты передачи.

Так как не заданы габариты шестеренчатого насоса, то выходной вал передачи располагается согласно заданной схеме, что при монтаже может быть не очень удобно. При затруднении монтажа возможно выполнить открытую передачу вертикальной или увеличить ее габариты за счет увеличения межосевого расстояния.

двигатель подшипник редуктор муфта



1. Техническое задание

Рис. 1. Кинематическая схема привода шестеренчатого насоса.

Рассчитать и спроектировать привод шестеренчатого насоса

Данные для расчета

Мощность на выходном валу передачи P₃ = 6 кВт

Частота вращения выходного вала передачи n₃ = 180 об/мин

Решение

Кинематический расчет передач

Общий КПД привода:

з_общ = з _ред. ·з_о.з.п. ·з_м. з_о.к.³,(1)

где з _ред = 0,97 - КПД одноступенчатого прямозубого цилиндрического редуктора;

з_о.з.п. = 0,96 - КПД открытой зубчатой передачи;

з_м = 0,97 - КПД муфты;

з_о.к. = 0,99 - КПД пары опор качения.

з_общ = 0,96 · 0,97 · 0,96 · 0,99³ = 0,87

Выбор электродвигателя

P_дв = P_р.о. / з_пер = 6 / 0,87 = 6,9 кВт(2)



По ГОСТ 19523 - 81 выбираем электродвигатель 4А160S8:

n = 750 об/мин

P = 7,5 кВт

n_дв = 750 об/мин

s = 2,5 % [1] с. 390

Рис.2. Электродвигатель 4А160S8 ГОСТ 19523 - 81

Таблица 1. Характеристики электродвигателя

Тип	Число Полюсов	Габариты, мм	Установочн. и присоединит. размеры, мм
		L1	L2	H	D	d1	d2	l1	l2	l3	b	d
4А160S8	8	624	737	430	358	48	42	110	108	178	254	15

Асинхронная частота вращения вала двигателя:

n_дв = n · = 750 · = 731 об/мин (3)

P_потр = 6,9 кВт

Мощность на валах передачи

P_дв = 6,9 кВт

P_I = P_дв · P_м · P_о.к. = 6,9 · 0,97 · 0,99 = 6,63 кВт

P_II = P_I · P_ред · P_о.к. = 6,63 · 0,97 · 0,99 = 6,36 кВт

P_III = P_II · P_о.з.п. · P_о.к. = 6,36 · 0,96 · 0,99 = 6 кВт

Общее передаточное число:

i_общ = = = 4,06(4)

при n_р.о. = n_III = 180 об/мин - частота врвщения рабочего органа.

Разбиваем общее передаточное число по элементам передачи:

i_общ = i_ред · i_о.з.п., (5)

где методом подбора принимаем по ГОСТ2185 - 66:

i_о.з.п. = 2 - передаточное число плоскоременной передачи;

i_ред = 2 - передаточное число циклического одноступенчатого прямозубого редуктора; [1] с. 36

Частоты вращения на валах: n_дв = 731 мин ^-1 n_I = 731 мин^-1

n_II = = = 365 мин ^-1

n_III = = = 182 мин ^-1

Погрешность Д = Отклонение допустимо

Угловые скорости на валах:

щ_дв =

щ_дв = = 76,5 с ^-1

щ_I = = 76,5 с ^-1

щ_II = = 38,2 с ^-1

щ_III = = 19 с ^-1

Вращающие моменты:

T_дв =

T_дв= = 90,2 Н·м

T_I = = 86,6 Н·м

T_II = = 166,5 Н·м

T_III = = 315,8 Н·м

Результаты расчетов заносим в таблицу 2.

Таблица 2. Кинематические параметры передачи

вал	n, мин -1	щ, с -1	P, кВт	T, Н·м
двигатель	731	76,5	6,9	90,2
I	731	6,5	6,63	86,6
II	365	38,2	6,36	166,5
III	182	19	6	315,8

Расчет зубчатой передачи редуктора

u = i_ред = 2

T₁ = 86,6 Н·м

P₁ = 6,63 кВт

щ₁ = 6,5 с ^-1

T₂ = 166,5 Н·м

P₂ = 6,36 кВт

щ₂ = 38,2 с ^-1

Рис. 3 - Кинематическая схема зубчатой передачи редуктора

2. Выбор материала колес

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 230; для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, но твердость на 30 единиц ниже - НВ 200. [1] с. 33

Допускаемые контактные напряжения:

[у_H] = , (6)

где у_{H lim b} - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением):

у_{H lim b} = 2НВ + 70



K_HL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают K_HL = 1; коэффициент безопасности [S_H] = 1,10.

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение:

[у_H] = 0,45 ([у_H1] + [у_H2]); (7)

для шестерни

[у_H1] = = ? 482 МПа;

для колеса

[у_H] = = ? 428 МПа.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение:

[у_H] = 0,45 · (482 + 428) = 410 МПа.

Межосевое расстояние:

а_W = 49,5 · (u + 1) · ,(8)

где u = i_ред = 2;

K_Hв = 1;

ш_ba = 0,25 - коэффициент ширины колеса.

a_W = 49,5 · (2 + 1) · = 148 мм

По ГОСТ 2185 - 66 выбираем а_W = 160 мм.

3. Геометрические параметры передач

1) Выбираем нормальный модуль зацепления в интервале (0,01 ч 0,02) а_W

m_n = (0,01 … 0,01)a_w = (0,01…0,02)160 = (1,6…3,2)(9)

выравниваем его по ГОСТ 9563 - 60*: m_n = 2 мм[1] с. 36

2) Суммарное число зубьев:

z_У = = = 160(10)

3) Число зубьев шестерни:

z₁ = = = 53 >17(мин. число зубьев для шестерни); (11)

z₂ = z_У - z₁ = 160 - 53 = 10. (12)

Уточняем передаточное число:

u = = = 2,02 (13)

Д = = 1 % <3% допустимо

4. Делительные диаметры

d₁ = mz₁ = 2·53 = 106 мм (14)

d₂ = mz₂ = 2·107 = 214 мм



Диаметры вершин зубьев:

d_a1 = m(z₁ +2) = 2·(53 + 2) = 110 мм(15)

d_a2 = m(z₂ +2) = 2·(107 + 2) = 218 мм

Диаметры впадин зубьев:

2·(53 - 2,5) = 101 мм (16)

d_f2 = m(z₂ - 2,5) = 2·(107 - 2,5) = 209 мм

Уточняем межосевое расстояние:

а_W = = = 160 мм,

5) Ширина колес:

b₂ = a_W · ш_ba = 160 · 0,25 = 40 мм(17)

b₁ = b₂ + 5 = 40 + 5 = 45 мм

5. Проверочный расчет зубьев по контактным напряжениям

у_H = ? [у_H], (18)

где K_H = K_Hб · K_Hв · K_Hх = 1 · 1,1 · 1,1 = 1,21 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

K_Hб = 1 - коэффициент неравномерности нагрузки;

K_Hв = 1,1 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; [1] с. 32, табл. 3.1

K_Hх = 1,1 (так как х = щ₁ = 76,5 · = 4 м/с,

Назначаем 8-ю степень точности колес

у_H = = 205 МПа ? [у_H] = 410 МПа

Условие прочности зубьев по контактным напряжениям выполняется.

ш_bd = = = 0,38

6. Проверочный расчет на прочность по напряжениям изгиба

1) Допускаемое напряжение изгиба:

[у_F] = ,(19)

где = 1,8 НВ - предел выносливости при нулевом цикле;

[S_F] = 1,75 - коэффициент безопасности.

= 1,8 · 230 = 415 Мпа

= 1,8 · 200 = 360 Мпа

[у_F]₁ = = 237 МПа

[у_F]₂ = = 206 МПа

2) проверочный расчет на изгиб:

у_F = ? [у_F], (20)

где F_t - тангенциальная нагрузка;

K_F - коэффициент нагрузки;

Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба.

F_t = = = 1634 Н

Выбираем коэффициент Y_F по ГОСТ 21354 -75:

Y_F1 = 3,66 (по z₁ = 53)

Y_F2 = 3,6 (по z₂ = 107)

= = 65 МПа

= = 57 МПа

65 > 57, поэтому расчет производим по коэффициенту.

K_F = K_Fв · K_Fх,

где K_Fв = 1,04 - коэффициент концентрации нагрузки;

K_Fх = 1,25 - коэффициент динамичности. [1] с. 43, табл. 3.7

K_F = 1,04 · 1,25 = 1,3

у_F2 = = = 96 МПа < [у_F]₂ =206 МПа

Условие прочности по напряжениям изгиба выполняется.

Расчет открытой зубчатой передачи

u = i_о.з.п. = 2

T₂ = 166.5 Н·м

P₂ = 6,36 кВт

щ₂ = 38,2 с ^-1

T₃ = 315,8 Н·м

P₃ = 6 кВт

щ₃ = 19 с ^-1

Выбор материала колес

Принимаем более дешевую сталь колес - сталь 45 (как у закрытой передачи), При этом:

a_W = 49,5 · (2 + 1) · = 182 мм (8)

Конструктивно увеличиваем межосевое расстояние По ГОСТ 2185 - 66 a_W = 200 мм

Геометрические параметры передачи

m_n = (0,01 … 0,01)a_w = (0,01…0,02)200 = (2…4)(9)

выравниваем его по ГОСТ 9563 - 60*: m_n = 2 мм[1] с. 36

2) Суммарное число зубьев:

z_У = = = 200(10)

3) Число зубьев шестерни:

z₁ = = = 67 >17

z₂ = z_У - z₁ = 200 - 67 = 133. (12)

Уточняем передаточное число:

u = = = 1,99(13)

Д = = 0,7 % <3% допустимо

4) Делительные диаметры:

d₁ = mz₁ = 2·67 = 134 мм (14)

d₂ = mz₂ = 2·133 = 266 мм

Диаметры вершин зубьев:

d_a1 = m(z₁ +2) = 2·(67 + 2) = 138 мм(15)

d_a2 = m(z₂ +2) = 2·(133 + 2) = 270 мм

Диаметры впадин зубьев:

d_f1 = m(z₁ - 2,5) = 2·(67 - 2,5) = 129 мм (16)

d_f2 = m(z₂ - 2,5) = 2·(133 - 2,5) = 261 мм

Уточняем межосевое расстояние:

а_W = = = 200 мм,

5) Ширина колес:

b₂ = a_W · ш_ba = 200 · 0,25 = 50 мм(17)

b₁ = b₂ + 5 = 50 + 5 = 55 мм

4. Проверочный расчет зубьев по контактным напряжениям:

где K_H = K_Hб · K_Hв · K_Hх = 1 · 1,1 · 1,1 = 1,21 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

K_Hб = 1 - коэффициент неравномерности нагрузки;

K_Hв = 1,1 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; [1] с. 32, табл. 3.1

K_Hх = 1,1 (так как х = щ₁ = 38,2 · = 2,6 м/с,

Назначаем 8-ю степень точности колес

у_H = = 352 МПа ? [у_H] = 410 МПа (18)

Условие прочности зубьев по контактным напряжениям выполняется.

ш_bd = = = 0,37

5. Проверочный расчет на прочность по напряжениям изгиба

1) Допускаемое напряжение изгиба:

[у_F] = ,(19)

где = 1,8 НВ - предел выносливости при нулевом цикле;

[S_F] = 1,75 - коэффициент безопасности.

= 1,8 · 230 = 415 Мпа

= 1,8 · 200 = 360 Мпа

[у_F]₁ = = 237 МПа

[у_F]₂ = = 206 МПа

2) проверочный расчет на изгиб:

у_F = ? [у_F], (20)

где F_t - тангенциальная нагрузка;

K_F - коэффициент нагрузки;

Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба.

F_t = = = 2485 Н

Выбираем коэффициент Y_F по ГОСТ 21354 -75:

Y_F1 = 3,61 (по z₁ = 67)

Y_F2 = 3,6 (по z₂ = 133)

= = 65,7 МПа

= = 57 МПа

65,7 > 57, поэтому расчет производим по коэффициенту.

K_F = K_Fв · K_Fх,

где K_Fв = 1,04 - коэффициент концентрации нагрузки;

K_Fх = 1,25 - коэффициент динамичности. [1] с. 43, табл. 3.7

K_F = 1,04 · 1,25 = 1,3

у_F2 = = = 116,3 МПа < [у_F]₂ =206 МПа

Условие прочности по напряжениям изгиба выполняется.

7. Выбор и расчет муфты

Выбираем муфту упругую втулочно пальцевую типа МУВП [1]с.277 таким образом, чтобы было возможно соединение валов редуктора и двигателя. За счет упругих элементов 1 муфта компенсирует возможные удары.

Рис.5.Муфта типа МУВП

Таблица 3. Муфта упругая втулочно-пальцевая ГОСТ21424 - 75 (исполнение 1)

[T], Нм	d, мм	D, мм	l, мм	L, мм	b, мм	D1 мм	nmax, мин-1
250	42, 40	140	82, 110	197	5	100	3600

Т.к. [T] = 250 Нм > Т_дв = 90,2 Нм, проверять пальцы, соединяющие полумуфты на срез нет необходимости. Муфта работает с большим запасом.

Предварительный расчет валов передачи

Принимаем материал валов сталь 45, (предел прочности у_В = 680 МПа) тогда диаметр выходного конца вала рассчитывается по формуле:

d ? ,(21)

где [ф] - допускаемое касательное напряжение;

Т - крутящий момент на валу.

d₁ ? = 26 мм;

d₂ ? = 35 мм.

d₃ ? = 43 мм.

Принимаем диаметры валов в соответствии с размерным рядом [1] с. 161:

d₁ = 40 мм; под полумуфту;

d₂ = 40 мм, т.к. ведомый вал не может быть меньше ведущего;

d₃ = 45 мм

1. Проектируем входной и выходной валы редуктора:

d_к = 40 мм; - диаметр выходного конца вала;

d_n ? d₁ +5 = 45 мм - диаметр под посадку подшипника;

d_Ш = d_n + 5 = 50 мм - диаметр под посадку шестерни;

d_b = d_Ш + 5 = 55 мм - диаметр упорного буртика.

Рис. 6. - Эскиз валов редуктора.

Проектирование выходного вала передачи:

d_к = 45 мм;

d_n ? d_к +5 = 50 мм - диаметр под посадку подшипника;

d_Ш = d_n + 5 = 55 мм - диаметр под посадку шестерни;

d_b = d_Ш + 5 = 60 мм - диаметр упорного буртика.



Рис.7. - Эскиз выходного вала

Предварительно выбираем подшипники шариковые однорядные средней серии (по ГОСТ 8338 - 75).

Таблица 4. Подшипники шариковые однорядные радиальные средней серии ГОСТ8338 - 75

Вал	Условное обозначение	d, мм	D, мм	B, мм	Грузоподъемность, кН
					C	C0
1, 2	309	45	100	25	52,7	30
3	310	50	110	27	65,8	36

8. Предварительная компановка привода

Выстраиваем предварительную компановку редуктора и предварительную компановку привода (приложение1.) с целью внесения необходимых корректировок и проведения проверочных рачетов.

Снимаем с компановки размеры l₁ и l₂, l₃ и l_4, необходимые для проверочного расчета подшипников и валов.

Проверочный расчет подшипников на долговечность по динамической грузоподъемности.

Проверка подшипников на ведущем валу редуктора:

Составляем расчетную схему ведущего вала (рис.8.):

F_t1 = 1634 Н; F_r1 = F_t1^.tg20⁰ = 595 Н;

T₁ = 86,6 Нм

Реакции в опорах вала:

= = = = 869,5 H;

Эквивалентная нагрузка на подшипнике (при > e):

P = (XVF_r + YF_a)K_BK_T, (22)

F_a =0 H; осевая нагрузка на подшипник

F_r = P_r = 869,5 H; радиальная нагрузка на подшипник

X = 1; V = 1 (при вращении внутреннего кольца)

K_T = 1; температурный коэффициент

K_B = 1,4; коэффициент нагрузки

P = 1 · 1 ·869,5 · 1,4 · 1 = 1217 H

Ресурс подшипника (долговечность):

, (23)

где С - динамическая грузоподъемность;

n₁ - частота вращения ведомого вала редуктора.

часов

Подшипники работают с большим запасом ресурса.

Проверка подшипников на ведомом валу редуктора:

Составляем расчетную схему ведомого вала (рис.9.):

T₂ = 166,5 Нм

F_t1 = 1634 Н; F_r1 = F_t1^.tg20⁰ = 595 Н;

F_t2 = 2485 Н; F_r2 = F_t2^.tg20⁰ = 904 Н.

Определяем реакции в опорах вала:

УM₁ = = 0

УM₂ = = 0

= 1345,3 H

= -1036,3 H

Проверяем: УF_y = = 1345,3 - 904 -1036,3 + 595 = 0.

= - 1213 H

= 5333 H

Проверяем: УF_y = = 5333 - 2485 - 1213 - 1634 = 0.

Радиальная нагрузка на подшипниках:

= = = 5500 H;

= = = 1595 H.

По наиболее нагруженному подшипнику выбираем:

= 5500 Н

Эквивалентная нагрузка на подшипнике (при > e):

P = (XVF_r + YF_a)K_BK_T,



_a =0 H; осевая нагрузка на подшипник

F_r = P_r = 5500 H; радиальная нагрузка на подшипник

X = 1; V = 1 (при вращении внутреннего кольца)

K_T = 1; температурный коэффициент

K_B = 1,4; коэффициент нагрузки

P = 1 · 1 ·5500 · 1,4 · 1 = 7700 H

Ресурс подшипника (долговечность):

,

где С - динамическая грузоподъемность;

n₂ - частота вращения ведомого вала редуктора.

часов

Подшипники работают с запасом ресурса.

Проверочный расчет подшипников выходного вала передачи

Составляем расчетную схему вала.

T₃ = 315,8 Нм

F_t2 = 2485 Н; F_r2 = F_t2^.tg20⁰ = 904 Н.

l₃ = 100мм; l₄ = 65мм

Определяем реакции в опорах вала:

= - 2295 H

= 1391 H

Проверяем:

УF_y =

УM₁ = = 0

УM₂ = = 0

УF_y = 1391 + 904 - 2295 = 0.

= - 6308 H ;

= 3823 H

Проверяем: УF_y = 3823 + 2485 - 6308 = 0.

Радиальная нагрузка на подшипниках:

= = = 4068H;

= = = 6713 H.

По наиболее нагруженному подшипнику выбираем:

= 6713 Н

Эквивалентная нагрузка на подшипнике (при > e):

P = (XVF_r + YF_a)K_BK_T,

F_a =0 H; осевая нагрузка на подшипник

F_r = P_r = 6713 H; радиальная нагрузка на подшипник

X = 1; V = 1 (при вращении внутреннего кольца)

K_T = 1; температурный коэффициент

K_B = 1,4; коэффициент нагрузки

P = 1 · 1 ·6713 · 1,4 · 1 = 9398 H

5. Ресурс подшипника (долговечность):

,

где С - динамическая грузоподъемность;

n₃ - частота вращения ведомого вала редуктора.

часов

Подшипники работают с запасом ресурса.

9. Проверочный расчет валов передачи на выносливость

Проверочный расчет ведущего вала редуктора не проводим, т.к. его диаметр завышен от расчетного (под муфту), следовательно вал работает с запасом выносливости.

Проверочный расчет ведомого вала редуктора

Сечение 1 -1

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с натягом.

Рис. 10 - Сечение вала 1-1

М= = 224767 Н·мм

d = 45 Н·м

М_1верт = 76840 Н·м

М_1гориз = 211225 Н·м

Т₂ = 166,5 Нм

Характеристики сечения:

W_p = = 17883 мм³

W_x = = 8942 мм³

Характеристика материала вала: Сталь 45 (углеродистая) у_B = 780 МПа

Предел выносливости:

у_-1 ? 0, 43 у_B =0,43 • 780 = 335 МПа

ф_-1 = 0.58 у_-1 = 193 МПа

Напряжения:

- От изгиба: у_m = 0;

у_a = у_max = = 25,1Мпа

- От кручения:

ф_m = ф_a = = 4,6 Мпа

где у_a, ф_a - амплитуды циклов напряжений;

у_m, ф_m - среднее напряжение циклов.

Выбор коэффициента привидения = 3,83;

= 2,7

k_у, k_ф - коэффициенты концентрации напряжений;

е_у, е_ф - масштабные коэффициенты;

ш_у = 0,15

ш_ф = 0,1 коэффициенты асимметрии цикла;

Коэффициент запаса по напряжению изгиба:

= 3,48 (24)

Коэффициент запаса напряжения кручения:

=14,9(25)

Коэффициент запаса выносливости:

>[S] = 2,5 (26)

Условие прочности по коэффициенту запаса выполняется выполняется

Рис. 11 - Сечение 3 -3

Сечение 3 -3

d = 50 мм

T = 166,5 Н·м

М_3верт = 53888 Н·мм

М_3гориз = 63076 Н·мм

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза.

Размеры шпоночного паза: b = 14 мм, t₁ = 5,5 мм:

= 82961 Н·мм

Характеристика сечения:

W_p = = 23006 мм³

W_x = = 10741 мм³

Характеристика циклов напряжений: у_m = 0;

= 7,72 МПа

= 1,88 МПа

Коэффициенты концентрации напряжений:

k_у = 1,8; k_ф = 1,7

Масштабные коэффициенты е_у, = 0,82; е_ф = 0,7

= 18,9

= 40,6

= 17,13 > 2,5

Условие прочности по коэффициенту запаса выполняется.

10. Проверочный расчет выходного вала передачи

Сечение 1 -1

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с натягом.

d = 50 Н·м

М_1верт = 90400 Н·м

М_1гориз = 248500 Н·м; Т₂ = 315,8 Нм

М= = 264432 Н·мм

Рис. 10 - Сечение вала 1-1



Характеристики сечения:

W_p = = 24531 мм³

W_x = = 12266 мм³

Характеристика материала вала: Сталь 45 (углеродистая) у_B = 780 МПа

Предел выносливости:

у_-1 ? 0, 43 у_B =0,43 • 780 = 335 МПа

ф_-1 = 0.58 у_-1 = 193 МПа

Напряжения:

- От изгиба: у_m = 0

у_a = у_max = = 21,6 Мпа

- От кручения:

ф_m = ф_a = = 6,4 МПа

где у_a, ф_a - амплитуды циклов напряжений;

у_m, ф_m - среднее напряжение циклов.

Выбор коэффициента привидения: = 4;

= 2,8

k_у, k_ф - коэффициенты концентрации напряжений;

е_у, е_ф - масштабные коэффициенты;

ш_у = 0,15

ш_ф = 0,1 коэффициенты асимметрии цикла;

Коэффициент запаса по напряжению изгиба:

= 3,9

Коэффициент запаса напряжения кручения:

=10,4

Коэффициент запаса выносливости:

>[S] = 2,5

Условие прочности по коэффициенту запаса выполняется выполняется

Таблица 5. Основные элементы корпуса редуктора из чугуна.

№	Параметры	Ориентировочные соотношения (размеры в мм)
1	Толщина стенки корпуса и крышки редуктора одноступенчатого цилиндрического	д ? 8 д1 = 8
2	Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса	b = 1,5д = 1,5 • 8 = 12
3	Толщина нижнего пояса без бобышки	p = 2,35д = 2,35 • 8 = 18,8 = 20
4	Толщина ребер основания корпуса	m = д = 1 • 8 = 8
5	Диаметр фундаментальных болтов (их число ? 4)	d1 = а + 12 = 0,03 • 160 + 12 = 16,8 принимаем М16
6	Диаметр болтов: у подшипников соединяющих основание корпуса с крышкой	d2 = d1 = 0,75 • 16 = 12 принимаем М12 d3 = d1 = 0,6 • 16 = 9,6 принимаем М10
7	Размеры определяющие положение болтов d2	e > d2 = 1,2 • 12 = 14,4 принимаем 16 мм

Таблица 6. Размеры, определяющие положения болтов.

Параметры	Болты
	d1 - M16	d2 - M12	d3 - M10	d4 - M12
ki	39	33	28	33
Ci	21	18	16	18

11. Проверочный расчет шпоночных соединений

Таблица 7. Шпонки призматические ГОСТ23360 - 78

Вал	Т, Н•мм	d, мм	lпос, мм	l ? lпос - 5 мм	bЧh	t1	t2	усм, МПа	Примечание
Дв.	90,2• 103	42	110	100	12Ч8	5	3,3	10,38	Условие выполняется
I	86,6 • 103	40	80	70	12Ч8	5	3,3	15,88	Условие выполняется
		50	42	36	14Ч9	5,5	3,8	30,27	Условие выполняется
II	166,5• 103	40	55	50	12Ч8	5	3,3	41,2	Условие выполняется
		50	58	50	14Ч9	5,5	3,8	35,6	Условие выполняется
III	315,8• 103	45	70	63	14Ч9	5,5	3,8	81,8	Условие выполняется
		45	90	80	14Ч9	5,5	3,8	30,37	х

Условие прочности шпоночного соединения на смятие:

у_см = ? [у] (27)

где l_p = l - b - рабочая длина шпонки ;

[у] =100МПа - допускаемое напряжение смятия [1], стр 170.

Все шпонки на валах передачи удовлетворяют условию прочности.

12. Система смазки редуктора

Система смазки зубчатого зацепления и подшипников редуктора - картерная.

Объем масляной ванны ( из примерного расхода 0,4 - 0,5 литра на 1 КВт мощности):

V_max = P_I • 0,5 = 6,63 • 0,5 = 3,315 литров

V _max= 3,315 • 10⁶ мм³

Уровень масла:

,

где S - площадь картера (снимаем с компановки)

= 80 • 340 = 27200 мм²

= 122 мм

Полученный уровень масла неоправданно большой. Для уменьшения габаритов редуктора по высоте принимаем Н = 50 мм.

При этом объем масляной ванны:

V = 50.27200 =1,36^.10⁶ мм³ = 1,36 литра.

Выбор сорта масла:

Значение кинематической вязкости масла для смазывания зубчатых передач при 50?C при контактном напряжении у_H = 205 МПа и при окружной скорости колес v ? 4 м/с равно 28 • 10⁶ м²/с. [1] с. 253, табл. 10.8

Сорт масла при кинематической вязкости 28 • 10⁶ м²/с - индустриальное.

Марка масла - И-30А.

Литература

Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие/ А. С. Чернавский, К. Н. Боков [и др.]. - М.: Машиностроение, 1998

Детали машин. Проектирование: атлас/ Л.В.Курмаз, А.Т.Скойбеда. - М.: Высшая школа, 2005

3. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине

«Детали машин»/ А.А. Покровский и др. - Иваново: ИвИ ГПС МЧС России,

2004.- 42с.

4. Киселев, В.В. Конструирование и расчет валов и их опор. Учебное пособие /В.В. Киселев, Д.А.Ульев, С.А. Шигорин. - Иваново: ООНИ ИвИ ГПС МЧС России, 2008.

5. Анурьев, В.И. Справочник конструктора машиностроителя / В.И. Анурьев.

- М.: Машиностроение, 2002. - Т. 1-3.

6. Дунаев, П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин / П.Ф. Дунаев. - М.:

Высшая школа, 2003. - с.352.

7. Ульев, Д.А. Методические указания для выполнения контрольной работы по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» / Д.А. Ульев,

А.А.Покровский, В.В. Киселев. - Иваново: ИвИ ГПС, 2005. - 38с.

8. Чернилевский, Д.В. Проектирование приводов технологического оборудования / Д.В. Чернилевский. - М.: Машиностроение, 2003. - с.560.

Размещено на Allbest.ru

...