Электродвигатель как один из основных элементов машинного агрегата

Размещено на http://www.allbest.ru/

1 Техническое задание

Схема привода: электродвигатель - горизонтальная

ременная передача - одноступенчатый редуктор - цепная муфта - рабочая машина

Исходные данные на проектирование

Тип двигателя: RA180L4

Мощность двигателя: Pдв=22Квт, частота n=1460 об/мин

Клиноременная передача: Vрем = 2,25

Тип ремня: резинотканевый ремень ГОСТ 38.05.98.-78

Редуктор: косозубый, Vред = 4,5

Срок службы редуктора L=15000 часов.

Режим работы: средний, двухсменный

Схема привода.

Электродвигатель асинхронный -- клиноременная передача -- редуктор.

Рабочая машина;

Клиноременная передача;

Редуктор;

Муфта;

Электродвигатель.

2. Кинематический расчет привода

Схема привода

Важнейшая задача курсового проектирования по деталям машин - развитие умения разрабатывать техническую документацию для облечения в материальную форму синтезируемой или заданной схемы механизма, учитывая требования, предъявляемые к прочности, работоспособности, технологичности, эксплуатационным расходам и т.д.

Машины и механизмы находятся в движении или имеют движущиеся части. Задачей "Деталей машин" является изучение машинного агрегата, приводящего в движение машину или механизм. Совокупность элементов машинного агрегата, собранного в одну схему и служащих для приведения машины или механизма в движение называют - приводом машины.

Электродвигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От типа двигателя, его мощности, частоты вращения зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики машины и её привода.

Открытая передача или редуктор предназначены для снижения частоты вращения вала электродвигателя до частоты вращения вала рабочей машины. В качестве открытой передачи в приводе используют ременные и цепные передачи (у нас в работе - это клиноременная передача).

Редуктором называется зубчатый или червячный механизм, предназначенный для снижения угловой скорости и увеличения крутящего момента; представляющий собой систему зубчатых колёс в отдельном закрытом корпусе, непроницаемом для масла и пыли, одновременно являющегося масляной ванной для механизма.

В данной работе используется одноступенчатый цилиндрический редуктор.

Определение момента



где Pэд-Вт; nвх-об/мин.

3. Расчет клиноременной передачи

3.1 Проектный расчет

Выбираем резинотканевый ремень ГОСТ 38.05.98.-78 типа Б.

Минимальный диаметр d1min малого шкива определяют по формуле:

d1min=К·, d1min=25·=131,027мм

Зададимся расчетным диаметром d1 ведущего шкива, выбрав из стандартных диаметров, следующих за минимальным из ряда (ГОСТ 17383-73):

d1min=140мм.

Определение диаметра ведомого шкива d2:

d2= d1·u1/(1-е),

где u1-передаточное число передачи, u1=2,0;

е-коэффициент скольжения, е=0,01;

d2=140*2,0*(1-0,01)=277,2мм

Полученное значение d2 округляем до ближайшего стандартного размера: принимаем d2=280 мм. Определение фактического передаточного числа uф и проверка его отклонения Дu от заданного u:

uф=d2/[d1(1- е)];

uф=280/[140(1-0,01)]=2,02;

Дu=(|uф -u1|/u1)·100% ?3%;

Дu=(|2,02-2,0|/2,0)·100% =1%<3%.

nвед= nдв /uф

nвед= 1460/2,02

nвед=723 об/мин

V=3,14*d1min*nдв /60000

V=3,14*140*1460/60000=10,7 м/с

Тип ремня - Б

P0 = 2,955кВт

Определение предварительного межосевого расстояния a, мм:

а?(d1+d2);

a=(140+280)=420 мм.

Принимаем а=500мм

Расчетная длина ремня при выбранном межосевом расстоянии:

l=2·a+(р/2)·( d1+d2)+( d2-d1)2/(4·a);

l=2·500+(3,14/2)·(280+140)+(280-140)2/(4·500)=1669,2 мм.

Значение l принимаем из стандартного ряда: l=1800 мм.

Уточним значение межосевого расстояния а по стандартной длине l:

Определение угла обхвата ремня ведущего шкива б1:

б1=180-57·(d2-d1)/a; б1150°

б1=180-57·(280-140)/565,97=165,9°>150°.

cб =0,968

L0=2240мм

Lст/L0 = 1800/2240 = 0,804

CL= 0,951

Cp= 1,2*1,15= 1,38

Pдоп = P0*cб*CL / Cp

Pдоп = 2,955*0,968*0,955/1,38=1,98 кВт

Z= (Pдв/Pдоп)* CZ

Z=(22/1,98)*0,9=10

Определение частоты пробегов ремня U,c-1:

где - допускаемая частота пробегов;

l- стандартная длина ремня, м.

Определим окружную силу Ft, Н, передаваемую ремнем:

где Pном- номинальная мощность двигателя, Вт

Определим силу предварительного натяжения ремня Fo, H:

Fo = 850*Рном*Сl/Z*v*Cб*Cр

Fo = 850*22*0,951/10*10,7*0,968*1,38=125H

Определим силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей ремня, Н:

Определить силу давления ремня на вал Fon, H:

Н

где -- угол обхвата ремнем ведущего шкива

Проверочный расчет

Проверим прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви , Н/мм2:

где

а)-- напряжение растяжения, Н/мм2;

Значения Ft, Н; А, мм2; Fo, Н;

Значение А по таблице

б) -- напряжения изгиба, Н/мм2;

Здесь Еи=8О...1ОО/мм2 -- модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней; d1 мм; , мм.

в)

-- напряжения от центробежных сил, Н/мм2. Здесь -- плотность материала ремня, кг/м3; = 1250... 1400 кг/м3 --для клиновых ремней; , м/с

г) -- допускаемое напряжение растяжения, Н/мм2; = 10 Н/мм2 -- для клиновых ремней;

Таблица 5.3. Параметры клиноременной передачи, мм

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	Клиноременный	Частота пробегов ремня U, 1/с	4,76
Межосевое расстояние а	565,97	диаметр ведущего шкива d1	140
Сечение ремня	Б нормальное	диаметр ведомого шкива d2	280
Количество ремней Z	10	максимальное напряжение max, Н/мм2	9,36
Длина ремня l	2240	Предварительное натяжение ремня F0, Н	125
Угол обхвата ведущего шкива 1, град.	165,9	Сила давления ремня на вал Fon, Н	2469,19

4. Расчет редукторной передачи

4.1 Выбор материала

Материал для зубчатой пары колес выбираем Сталь 45, подвергнутую нормализации для колеса твердость 235…262 НВ; подвергнутую улучшению для шестерни твердость 269…3602 НВ.

Определим допускаемые контактные напряжения [у]н , Н/мм2 для зубьев шестерни и колеса ([у]н1,[у]н2) в следующем порядке:

ун limb = 2НВ + 70

ун limb1 = 630

ун lim2 = 550

T1= Tдв *Uрем*nрем

NHE1 = 60*n1*L = 60*15000*723= 650,7*106 циклов

NHE2 = NHE1 / Vред

NHE2= 650,7*106 /4,5 = 144,6*106 циклов

NH01= 30НВ2,4 =22,40*106 циклов

NH02=30HB2,4= 15,47*106 циклов

NHE > NH0

KHL= 1

ун lim = ун limb * KHL

Доп.напр:

унр = 0,9* ун lim / SH

SH = 1,1

унр1= 516

унр2= 450

унр = 0,45*(унр1+ унр2)

Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термообработка	НВ1ср	В	-1	[]Т	[]НР
шестерня	40 х	140	улучшение	280	900	380	750	516
колесо	45	140	улучшение	240	780	335	540	450

4.2 Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

Проектный расчет.

Определим главный параметр - межосевое расстояние , мм:

,

где

а) - вспомогательный коэффициент;

б) - коэффициент ширины венца колеса ;

в) u-передаточное число редуктора;

г) - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм2;

д) - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

мм

Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего числа ,т.е до 200мм

Определим модуль зацепления m , мм:

,

где

а) B=100

Принимаем 4

b*sinB > 4*m

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса.

Определим число зубьев шестерни:

Определить число зубьев колеса:

Определим фактическое передаточное число uф и проверим его отклонение от заданного u:



Определить фактическое межосевое расстояние:

Принимаем аф=225мм

cosB = (Z1+Z2)*m/2*aw

cosB = 99*4/2*201.05=0,9848

B= 9,990

Определим фактические основные геометрические параметры передачи, мм.

90*sin9,99 > 4*4

15,6>10,5

по ГОСТ 6636-69 [1, стр.326]

Делительные диаметры

d1 =56мм, d2 =224мм

Фактическое межосевое расстояние

aw = (d1+d2)/2

aw = (56+224)/2 = 140 мм

Диаметры вершин зубьев

мм, мм

Диаметры впадин зубьев

мм, мм

4.3 Проверочный расчет передачи на контактную прочность

Для стальных зубчатых колес с достаточной для практических расчетов точностью условия контактной прочности зубьев имеет вид

где а) К - вспомогательный коэффициент, К=376

-окружная сила зацеплении.

в) =1,1- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

г)Коэффициент динамичности уточняем по фактической (окружной) скорости колес v и степени точности их изготовления:

v = рd1n1 / (601000)

где v - м/с; d1 - мм; n1= nном = 1450 об/мин

v = 3,14561450 / (601000) = 4,3 м/с

т.к. v < 5 м/с назначаем 9-ю степень точности, при этом =1,06

В результате проверочного расчета ун<[ун] на 4%

4.4 Проверочный расчет передачи на изгиб

Условие прочности

где m,b2,d1 - мм; уF1,уF2 - фактическое напряжение изгиба для шестерни и колеса, Н/мм2; YF1,YF2 - коэффициенты формы зуба для шестерни и колеса.

В результате проверочного расчета

Составим табличный ответ:

Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
	шестерня(1)	колесо(2)		шестерня(1)	колесо(2)
Межосевое расстояние аw	140	Угол наклона зубьев	10,8
Модуль зацепления m	2,5	Диаметр делительной окружности d1, d2	56	224
Ширина зубчатого венца b1, b2	59	56	Диаметр окружности вершин da1, da2	61	229
Вид зубьев	Косозубые	Диаметр окружности впадин df1, df2	50	218
Проверочный расчет
Параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечания
Контактные напряжения, Н/мм2	450	432	н<[]н на 4%
Напряжения изгиба, Н/мм2	F1	294,12	72	F1<[]F1 на 75.5%
	F2	255,56	63	F2<[]F2 на 75.5%

5 Предварительный расчет валов

51Расчет сил действующих в зацеплении

511 Расчет сил действующих в зацеплении зубчатой передачи

В цилиндрической косозубой передаче действуют окружная, радиальная и осевая силы:

Ft1=Ft2

Ft2 = 2 T2103/d2=2*267,7*103/224=2390 Н

где Т2- вращающий момент на приводном валу рабочей машины, на котором установлено колесо, Н

d2- делительный диаметр цилиндрического колеса, мм

Радиальная сила

Fr = Fttg б/соsB(3.20)

где б - угол зацепления б=200

Fr1 =Fr2

Fr=2390* tg 20/0,98214=886 Н

Fа1 =Fа2

Fа2 = Ft2 * tg В

Fа2 = 2390* tg 10,8= 456 Н

5.2 Определим консольные силы, действующие в открытой клиноременной передаче

Действует только радиальная сила:

Fоп=2*F0*Z*sin/2=2*71*5*sin20/2=123,3H

5.1.3 Определим консольные силы, действующие на звездочке

Fзв=125*Н

5.3 Силовая схема нагружения валов. Проектный расчет валов

5.3.1 Проектный расчет быстроходного вала

Диаметр первой ступени под элемент открытой передачи рассчитываем по формуле:

мм

где Т2- вращающий момент на валу;

=10-20 Н/мм2 - допускаемое контактное напряжение материала вала на кручение.

Значение диаметра округляем до ближайшего стандартного значения из ряда d1=32мм.

Длину первой ступени вала определяется по формуле:

мм

 Диаметр уплотнений(резиновые манжеты)

Диаметр второй ступени вала под подшипник определяется по формуле:

мм,

где t - высота буртика;

мм

Диаметр третьей ступени вала под шестерню рассчитываем по формуле:

мм,

Принимаем d3=45

где r=2,0 координата фаски подшипника определяем в зависимости от диаметра d2.

l3 определяем графически по эскизной компановке.

Диаметр четвертой ступени вала под подшипник определяем как: d4=d2=36мм

l4=l2 =54мм.

5.3.2 Проектный расчет тихоходного вала

Диаметр первой ступени под звездочку конвеера рассчитываем по формуле:

мм

где Т2- вращающий момент на валу;

=10-20 Н/мм2 - допускаемое контактное напряжение материала вала на кручение.

Значение диаметра округляем до ближайшего стандартного значения из рядя d1=50мм.

Длину первой ступени вала определяется по формуле:

мм

Диаметр уплотнений(резиновые манжеты)

Диаметр второй ступени вала под подшипник определяется по формуле:

мм,

Принимаем d2=55мм где t - высота буртика;

мм

Диаметр третьей ступени вала под шестерню рассчитываем по формуле:

мм,

Принимаем d3=63

где r=2,5 координата фаски подшипника определяем в зависимости от диаметра d2.

l3 определяем графически по эскизной компановке.

Диаметр четвертой ступени вала под подшипник определяем как: d4=d2=55мм

l4=l2= 69 мм.

Предварительный выбор подшипников качения

Определяем тип, серию и схему установки подшипников.

для быстроходного вала:

тип подшипника - радиально шариковые однорядные.

Серия - средняя, схема установки - 3(враспор)

Выбираем подшипники средней серии, с d=40мм, D=90мм,

В=23мм, r=2,5

Грузоподъемность Cr=41kH, Cor=22,4kH.

Подшипник 308 Гост 8338-75.

для тихоходного вала:

тип подшипника - радиально шариковые однорядные.

Серия - легкая, схема установки - 3(враспор)

Выбираем подшипники легкой серии, с d=55мм, D=100мм,

В=21мм, r=2,5.

Грузоподъемность Cr=43,6кН, Cor=25кН.

Подшипник 211 Гост 8338-75.

Cr-динамическая грузоподъемность;

Cor-статическая грузоподъемность;

D- диаметр наружного кольца подшипника;

В - ширина шарикоподшипников.

6. Компоновка редуктора

Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колес за внутренние стенки корпуса контур стенок проводим с зазором х= 10 мм. Растояние у между дном корпуса и поверхности колес принимаем; у4х у=40 мм.

7. Уточненный расчет валов

7.1 Определение реакций в подшипниках

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (быстроходный вал)

;

Fрем(a+l)+Fr*l/2+FA*d1/2-RA*l=0

н

н



МА=-Fрем*а=-1553*0.070=-108.7 н*м

7.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов(тихоходный вал)

;

Fr*l/2+FA*d1/2-RA*l=0

Н

Н



Н

МА=-Fм*а=-3436*0.070=-240.5 Н*м



Н*м

8. Проверочный расчет подшипников

Проверочный расчет предварительно выбранных подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности Crp с базовой Сr по условию Crp ? Cr

Для быстроходного вала

Расчетная динамическая грузоподъемность Сrp определяется по формуле:

где RE - эквивалентная динамическая нагрузка, Н

w - угловая скорость соответствующего вала, с-1

m - показатель степени (m = 3 для шариковых и m = 3,33 для роликовых подшипников)

Для разной схемы редуктора эквивалентная нагрузка определяется по формуле

RE = VRrKуKф

где V - коэффициент вращения (V=1)

Rr - суммарная реакция более нагруженных подшипников

Kу - коэффициент безопасности (Кб=1,25)

Kф - температурный коэффициент (Kф =1)

RE=1*3478*1,25*1=4347,5 Н

Для тихоходного вала

Расчетная динамическая грузоподъемность Сrp определяется по формуле:

где RE - эквивалентная динамическая нагрузка, Н

w - угловая скорость соответствующего вала, с-1

m - показатель степени (m = 3 для шариковых и m = 3,33 для роликовых подшипников)

Для разной схемы редуктора эквивалентная нагрузка определяется по формуле

RE = VRrKуKф

где V - коэффициент вращения (V=1)

Rr - суммарная реакция более нагруженных подшипников

Kу - коэффициент безопасности (Кб=1,25)

Kф - температурный коэффициент (Kф =1)

RE=1*4490*1,25*1=5613 Н

9. Проверяем валы и подшипники на прочность

9.1 Проверяем быстроходный вал на прочность

Проверочный расчет валов на прочность выполняется на совместное действие изгиба и кручение

1.Определяем напряжение в опасном сечении вала, Н/мм2

нормальное напряжение:

уа = уи = Ми103 / Wнетто

где Ми - суммарный изгибающий момент в сечении, Нм

Wнетто - осевой момент сопративления сечения вала, мм3

Wнетто= 0,1

где d - диаметр вала, d = 50 мм

Wнетто= 0,1503 =12500 мм3

уа = уи = 183103 / 12500= 14.6 Н/мм3

касательное напряжение:

где Мк - крутящий момент, Нм; Мк = 69 Нмм;

Wснетто - полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм3

Wснетто= 0,2

Wснетто= 0,2503 = 25000 мм3

Н/мм2

2.Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

;

где Ку и Кф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений; kd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения; kF - коэффициент влияния поверхностного упрочнения

Ку=2.0 Кф=1.65kd=0.7kF=1

=2.9

=2.4

3.Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм2

;

где у-1 и ф-1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм2; у-1 = 450Н/мм2

ф-1 = 0,58у-1

ф-1 = 0,58450 = 261 Н/мм2

155 Н/мм2

109 Н/мм2

4.Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

;

5.Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении

где [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности, [S] = 1,5…3,5

>[S]

условие прочности выполняется.

9.2 Проверяем подшипник на прочность

1.Определяем напряжение в опасном сечении подшипника, Н/мм2

нормальное напряжение:

уа = уи = Ми103 / Wнетто

где Ми - суммарный изгибающий момент в сечении, Нм

Wнетто - осевой момент сопративления сечения подшипника, мм3

Wнетто= 0,1

где d - диаметр подшипника, d = 40 мм

Wнетто= 0,1403 =6400 мм3

уа = уи = 183103 / 6400= 28.6 Н/мм3

касательное напряжение:

где Мк - крутящий момент, Нм; Мк = 69 Нмм;

Wснетто - полярный момент инерции сопротивления сечения подшипника, мм3

Wснетто= 0,2

Wснетто= 0,2403 = 12800 мм3

Н/мм2

2.Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения подшипника:

 ;

где Ку и Кф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений; kd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения; kF - коэффициент влияния поверхностного упрочнения

=3.9

=2.8

3.Определяем пределы выносливости в расчетном сечении подшипника, Н/мм2

;

где у-1 и ф-1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм2;

у-1 = 450Н/мм2

ф-1 = 0,58у-1

ф-1 = 0,58450 = 261 Н/мм2

115.4 Н/мм2

93.2 Н/мм2

4.Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

;

5.Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении

где [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности, [S] = 1,5…3,5

[S]

условие прочности выполняется.

Проверяем тихоходный вал на прочность

Проверочный расчет валов на прочность выполняется на совместное действие изгиба и кручение

1.Определяем напряжение в опасном сечении вала, Н/мм2

нормальное напряжение:

уа = уи = Ми103 / Wнетто

где Ми - суммарный изгибающий момент в сечении, Нм

Wнетто - осевой момент сопративления сечения вала, мм3

Wнетто= 0,1-

где d - диаметр вала, d = 50 мм

Wнетто= 0,1503 -=10641 мм3

уа = уи = 728103 / 10641= 68.4 Н/мм3

касательное напряжение:

где Мк - крутящий момент, Нм; Мк = 267.7 Нмм; Wснетто - полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм3

Wснетто= 0,2-

Wснетто= 0,2503- = 21282 мм3

/мм2

2.Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

;

где Ку и Кф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений; kd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения; kF - коэффициент влияния поверхностного упрочнения

Ку=2.0 Кф=1.65kd=0.7kF=1

=2.9 =2.4

3.Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм2

;

где у-1 и ф-1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм2;

у-1 = 380Н/мм2

ф-1 = 0,58у-1

ф-1 = 0,58380 = 220 Н/мм2

131Н/мм2

91.7/мм2

4.Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

;

5.Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении

где [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности, [S] = 1,5…3,5

>[S]

условие прочности выполняется.

9.3 Проверяем подшипник на прочность

1.Определяем напряжение в опасном сечении подшипника, Н/мм2

нормальное напряжение:

уа = уи = Ми103 / Wнетто

где Ми - суммарный изгибающий момент в сечении, Нм

Wнетто - осевой момент сопративления сечения подшипника, мм3

Wнетто= 0,1

где d - диаметр подшипника, d = 55 мм

Wнетто= 0,1553 =16637.5 мм3

уа = уи = 728103 / 16637.5= 43.7 Н/мм3

касательное напряжение:

где Мк - крутящий момент, Нм; Мк = 267.7 Нмм; Wснетто - полярный момент инерции сопротивления сечения подшипника, мм3

Wснетто= 0,2

Wснетто= 0,2553 =33275 мм3

Н/мм2

2.Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения подшипника:

;

где Ку и Кф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений; kd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения; kF - коэффициент влияния поверхностного упрочнения

= 4.3 = 3.1

3.Определяем пределы выносливости в расчетном сечении подшипника, Н/мм2

;

где у-1 и ф-1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм2;

у-1 = 380Н/мм2

ф-1 = 0,58у-1

ф-1 = 0,58380 = 220 Н/мм2

88,4Н/мм2

71/мм2

4.Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

;

5.Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении

где [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности, [S] = 1,5…3,5

[S]

условие прочности выполняется.

10. Выбор и проверочный расчет соединений

Для соединения колеса и вала диаметром 63 мм выбираем призматическую шпонку по ГОСТ 23360-78 с размерами: b=18 мм h=11 мм t1=7,0 мм t2=4,4мм.

Для соединения звездочки конвеера с валом диаметром 55мм выбираем призматическую шпонку по ГОСТ 23360-78 с размерами: b=16мм, h=10мм, t1=6мм, t2=4,3мм

Проверочный расчет шпонок

Призматические шпонки проверяют на смятие и на срез. Проверке подлежит шпонка тихоходного вала - под колесом,

При проверке на смятие должно выполнятся условие

где

Асм = (0,94*h-t1)lр

lp=l-b=63-18=45

Асм=(0,94*11-7,0)*45=150,3

Теперь, чтобы проверить шпонку надо решить неравенство

=100…120

11. Конструирование корпуса редуктора

Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках.

Данный редуктор размещаем в корпусе, выполненном литьем из серого чугуна СЧ15. Задаем толщину стенок, равную 9 мм

Фундаментальный фланец основания корпуса. Предназначен для крепления редуктора к фундаментальной раме. Опорная поверхность фланца выполняется в виде двух длинных параллельно расположенных или 4 небольших платиков. Места крепления располагают на возможно большем( в пределах корпуса) расстоянии друг от друга L1. длина опорной поверхности платиков

;

ширина

;

высота .

Фланец подшипниковой бобышки крышки и основания корпуса. Предназначен для соединения крышки и основания разъемных корпусов. Фланец расположен в месте установки стяжных подшипниковых винтов на длинных продольных сторонах корпуса: в крышке - наружу от ее стенки, в основание - внутрь от стенки. Подшипниковые стяжные винты ставят ближе к отверстию под подшипник на расстоянии L2 друг от друга так, чтобы расстояние между стенками отверстий диаметром d02 и d4 было не менее 3…5 мм. Высота фланца h2 определяется графически.

Соединительный фланец крышки основания корпуса. Для соединения крышки корпуса с основанием по всему контуру разъема выполняют соединительный фланец. На коротких боковых сторонах корпуса, не соединенных винтами, фланец расположен внутрь корпуса; на длинных продольных сторонах, соединенных винтами d3, фланец располагается: в крышке корпуса - наружу от стенки в основание - внутрь. Количество соединительных винтов n3 и расстояние между ними L3 принимают в зависимости от размеров продольной стороны редуктора и размещения подшипниковых стяжных винтов. При длинных продольных сторонах принимают.

Фланец для крышки подшипникового узла. Отверстие подшипникового узла неразъемной подшипниковой бобышки закрывается торцевой крышкой на винтах. Размер присоединительного фланца крышки. Выбираем винт d4=М12 в зависимости от диаметра наружного кольца подшипника. Высота фланца

,

диаметр фланца крышки

,

число винтов n4=6.

Фланец для крышки смотрового окна. Размеры сторон фланца, количество винтов и расстояние между ними устанавливают конструктивно; высота фланца h5=5мм.

Выбираем детали и элементы корпуса редуктора.

Смотровой люк круглой формы, располагаем на верхней крышке корпуса. Люк закрываем крышкой, толщиной 2мм, под крышку ставим прокладку из резины толщиной 2мм. Пробка-отдушина совмещена с крышкой.

Установочные штифты располагаем вертикально. Диаметр штифта

Отжимные винты. d=d3=M12.

Проушины выполняем в виде ребра с отверстием.

12. Смазывание. Смазочные устройства

Смазывание зубчатых зацеплений, подшипников применяется для защиты от коррозии, для снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей.

Для данного редуктора применяем непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом. Выбираем сорт смазочных масел по ГОСТ 17479 ИТП-200 с вязкостью при 50оС 220-240 мм2/с.объем масляной ванны 3 литра. Для контроля уровня масла применяем жезловый маслоуказатель. Также задаем минимальный уровень масла

мм

и максимальный мм.

Для слива масла в корпусе предусматривается специальное сливное отверстие, расположенное в нижней части корпуса, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

При смазывании зубчатых колес окунанием подшипники качения смазываются из картера в результате разбрызгивания масла колесами образование масляного тумана и растекания масла по валам.

машинный шкив зубчатый редуктор

Литература

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин:Учебное пособие. - Изд.2-е, перераб. и доп. - Калининград: Янтар, сказ, 2003.- 454с.

2. Иванов М.Н. и Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование, Учебное пособие для машиностроит. вузов. М., "Высш. школа", 1975.

3. Детали машин. Атлас конструкций. Издание 3-е, перераб. и доп. Под ред.: д-ра техн. наук проф. Д.Н.Решетова.- М., "Машиностроение", 1970.

Размещено на Allbest.ru

...