Привод электромеханический - Курсовая работа

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. При затруднении монтажа возможно выполнить открытую передачу вертикальной или увеличить ее габариты за счет увеличения межосевого расстояния. двигатель подшипник редуктор муфта 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.

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: ?общ = ? ред. ·?о.з.п. ·?м. ?о.к.3,(1) где ? ред = 0,97 - КПД одноступенчатого прямозубого цилиндрического редуктора;

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

?м = 0,97 - КПД муфты;

?о.к. = 0,99 - КПД пары опор качения. ?общ = 0,96 · 0,97 · 0,96 · 0,993 = 0,87

Выбор электродвигателя

Рдв = Рр.о. / ?пер = 6 / 0,87 = 6,9 КВТ(2)

По ГОСТ 19523 - 81 выбираем электродвигатель 4А160S8: n = 750 об/мин

P = 7,5 КВТ nдв = 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: nдв = n · = 750 · = 731 об/мин (3)

Рпотр = 6,9 КВТ

Мощность на валах передачи

Рдв = 6,9 КВТ

PI = Рдв · Рм · Ро.к. = 6,9 · 0,97 · 0,99 = 6,63 КВТ

PII = PI · Рред · Ро.к. = 6,63 · 0,97 · 0,99 = 6,36 КВТ

PIII = PII · Po.з.п. · Ро.к. = 6,36 · 0,96 · 0,99 = 6 КВТ

Общее передаточное число: іобщ = = = 4,06(4) при np.о. = NIII = 180 об/мин - частота врвщения рабочего органа.

Разбиваем общее передаточное число по элементам передачи: іобщ = іред · іо.з.п., (5) где методом подбора принимаем по ГОСТ2185 - 66: іо.з.п. = 2 - передаточное число плоскоременной передачи;

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

Частоты вращения на валах: nдв = 731 мин -1 NI = 731 мин-1

NII = = = 365 мин -1

NIII = = = 182 мин -1

Погрешность ? = Отклонение допустимо

Угловые скорости на валах: ?дв = ?дв = = 76,5 с -1

?I = = 76,5 с -1

?II = = 38,2 с -1

?III = = 19 с -1

Вращающие моменты: Тдв =

Тдв= = 90,2 Н·м

TI = = 86,6 Н·м

TII = = 166,5 Н·м

TIII = = 315,8 Н·м

Результаты расчетов заносим в таблицу 2.

Таблица 2. Кинематические параметры передачи вал n, мин -1 ?, 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 = іред = 2

T1 = 86,6 Н·м

P1 = 6,63 КВТ ?1 = 6,5 с -1

T2 = 166,5 Н·м

P2 = 6,36 КВТ ?2 = 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: [?H] = , (6) где ?H lim b - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением): ?H lim b = 2НВ 70

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

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение: [?H] = 0,45 ([?H1] [?H2]); (7) для шестерни

[?H1] = = ? 482 МПА;

для колеса

[?H] = = ? 428 МПА.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение: [?H] = 0,45 · (482 428) = 410 МПА.

Межосевое расстояние: AW = 49,5 · (u 1) · ,(8) где u = іред = 2;

KH? = 1;

?ba = 0,25 - коэффициент ширины колеса.

AW = 49,5 · (2 1) · = 148 мм

По ГОСТ 2185 - 66 выбираем AW = 160 мм.

3. Геометрические параметры передач

1) Выбираем нормальный модуль зацепления в интервале (0,01 ? 0,02) AW mn = (0,01 … 0,01)aw = (0,01…0,02)160 = (1,6…3,2)(9) выравниваем его по ГОСТ 9563 - 60*: mn = 2 мм[1] с. 36

2) Суммарное число зубьев: Z? = = = 160(10)

3) Число зубьев шестерни: z1 = = = 53 >17(мин. число зубьев для шестерни); (11) z2 = Z? - z1 = 160 - 53 = 10. (12)

Уточняем передаточное число: u = = = 2,02 (13)

? = = 1 % <3% допустимо

4. Делительные диаметры d1 = mz1 = 2·53 = 106 мм (14) d2 = mz2 = 2·107 = 214 мм

Диаметры вершин зубьев: da1 = m(z1 2) = 2·(53 2) = 110 мм(15) da2 = m(z2 2) = 2·(107 2) = 218 мм

Диаметры впадин зубьев: 2·(53 - 2,5) = 101 мм (16) df2 = m(z2 - 2,5) = 2·(107 - 2,5) = 209 мм

Уточняем межосевое расстояние: AW = = = 160 мм, 5) Ширина колес: b2 = AW · ?ba = 160 · 0,25 = 40 мм(17) b1 = b2 5 = 40 5 = 45 мм

5. Проверочный расчет зубьев по контактным напряжениям

?H = ? [?H], (18) где KH = KH? · KH? · KH? = 1 · 1,1 · 1,1 = 1,21 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

KH? = 1 - коэффициент неравномерности нагрузки;

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

KH? = 1,1 (так как ? = ?1 = 76,5 · = 4 м/с, Назначаем 8-ю степень точности колес

?H = = 205 МПА ? [?H] = 410 МПА

Условие прочности зубьев по контактным напряжениям выполняется. ?bd = = = 0,38

6. Проверочный расчет на прочность по напряжениям изгиба

1) Допускаемое напряжение изгиба: [?F] = ,(19) где = 1,8 НВ - предел выносливости при нулевом цикле;

[SF] = 1,75 - коэффициент безопасности.

= 1,8 · 230 = 415 Мпа

= 1,8 · 200 = 360 Мпа

[?F]1 = = 237 МПА

[?F]2 = = 206 МПА

2) проверочный расчет на изгиб: ?F = ? [?F], (20) где Ft - тангенциальная нагрузка;

KF - коэффициент нагрузки;

YF - коэффициент, учитывающий форму зуба.

Ft = = = 1634 Н

Выбираем коэффициент YF по ГОСТ 21354 -75: YF1 = 3,66 (по z1 = 53)

YF2 = 3,6 (по z2 = 107)

= = 65 МПА

= = 57 МПА

65 > 57, поэтому расчет производим по коэффициенту.

KF = KF? · KF?, где KF? = 1,04 - коэффициент концентрации нагрузки;

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

KF = 1,04 · 1,25 = 1,3

?F2 = = = 96 МПА < [?F]2 =206 МПА

Условие прочности по напряжениям изгиба выполняется.

Расчет открытой зубчатой передачи u = io.з.п. = 2

T2 = 166.5 Н·м

P2 = 6,36 КВТ ?2 = 38,2 с -1

T3 = 315,8 Н·м

P3 = 6 КВТ ?3 = 19 с -1

Выбор материала колес

Принимаем более дешевую сталь колес - сталь 45 (как у закрытой передачи), При этом: AW = 49,5 · (2 1) · = 182 мм (8)

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

Геометрические параметры передачи mn = (0,01 … 0,01)aw = (0,01…0,02)200 = (2…4)(9) выравниваем его по ГОСТ 9563 - 60*: mn = 2 мм[1] с. 36

2) Суммарное число зубьев: Z? = = = 200(10)

3) Число зубьев шестерни: z1 = = = 67 >17 z2 = Z? - z1 = 200 - 67 = 133. (12)

Уточняем передаточное число: u = = = 1,99(13)

? = = 0,7 % <3% допустимо

4) Делительные диаметры: d1 = mz1 = 2·67 = 134 мм (14) d2 = mz2 = 2·133 = 266 мм

Диаметры вершин зубьев: da1 = m(z1 2) = 2·(67 2) = 138 мм(15) da2 = m(z2 2) = 2·(133 2) = 270 мм

Диаметры впадин зубьев: df1 = m(z1 - 2,5) = 2·(67 - 2,5) = 129 мм (16) df2 = m(z2 - 2,5) = 2·(133 - 2,5) = 261 мм

Уточняем межосевое расстояние: AW = = = 200 мм, 5) Ширина колес: b2 = AW · ?ba = 200 · 0,25 = 50 мм(17) b1 = b2 5 = 50 5 = 55 мм

4. Проверочный расчет зубьев по контактным напряжениям: где KH = KH? · KH? · KH? = 1 · 1,1 · 1,1 = 1,21 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

KH? = 1 - коэффициент неравномерности нагрузки;

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

KH? = 1,1 (так как ? = ?1 = 38,2 · = 2,6 м/с, Назначаем 8-ю степень точности колес

?H = = 352 МПА ? [?H] = 410 МПА (18)

Условие прочности зубьев по контактным напряжениям выполняется. ?bd = = = 0,37

5. Проверочный расчет на прочность по напряжениям изгиба

1) Допускаемое напряжение изгиба: [?F] = ,(19) где = 1,8 НВ - предел выносливости при нулевом цикле;

[SF] = 1,75 - коэффициент безопасности.

= 1,8 · 230 = 415 Мпа

= 1,8 · 200 = 360 Мпа

[?F]1 = = 237 МПА

[?F]2 = = 206 МПА

2) проверочный расчет на изгиб: ?F = ? [?F], (20) где Ft - тангенциальная нагрузка;

KF - коэффициент нагрузки;

YF - коэффициент, учитывающий форму зуба.

Ft = = = 2485 Н

Выбираем коэффициент YF по ГОСТ 21354 -75: YF1 = 3,61 (по z1 = 67)

YF2 = 3,6 (по z2 = 133)

= = 65,7 МПА

= = 57 МПА

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

KF = KF? · KF?, где KF? = 1,04 - коэффициент концентрации нагрузки;

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

KF = 1,04 · 1,25 = 1,3

?F2 = = = 116,3 МПА < [?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 > Тдв = 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 ?В = 680 МПА) тогда диаметр выходного конца вала рассчитывается по формуле: d ? ,(21) где [?] - 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: dk = 40 мм; - диаметр выходного конца вала;

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

DШ = dn 5 = 50 мм - диаметр под посадку шестерни;

db = DШ 5 = 55 мм - диаметр упорного буртика.

Рис. 6. - Эскиз валов редуктора.

Проектирование выходного вала передачи: dk = 45 мм;

dn ? dk 5 = 50 мм - диаметр под посадку подшипника;

DШ = dn 5 = 55 мм - диаметр под посадку шестерни;

db = DШ 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 l4, 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.): Ft1 = 1634 Н; Fr1 = Ft1.tg200 = 595 Н;

T1 = 86,6 Нм

Реакции в опорах вала:

= = = = 869,5 H;

Эквивалентная нагрузка на подшипнике (при > e): P = (XVFR YFA)KBKT, (22)

Fa =0 H; осевая нагрузка на подшипник

Fr = Pr = 869,5 H; радиальная нагрузка на подшипник

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

KT = 1; температурный коэффициент

KB = 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

Ft1 = 1634 Н; Fr1 = Ft1.tg200 = 595 Н;

Ft2 = 2485 Н; Fr2 = Ft2.tg200 = 904 Н.

Определяем реакции в опорах вала: ?M1 = = 0

?M2 = = 0

= 1345,3 H

= -1036,3 H

Проверяем: ?FY = = 1345,3 - 904 -1036,3 595 = 0.

= - 1213 H

= 5333 H

Проверяем: ?FY = = 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 = (XVFR YFA)KBKT,

a =0 H; осевая нагрузка на подшипник

Fr = Pr = 5500 H; радиальная нагрузка на подшипник

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

KT = 1; температурный коэффициент

KB = 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

Ft2 = 2485 Н; Fr2 = Ft2.tg200 = 904 Н. l3 = 100мм; l4 = 65мм

Определяем реакции в опорах вала: = - 2295 H

= 1391 H

Проверяем: ?FY =

?M1 = = 0

?M2 = = 0

?FY = 1391 904 - 2295 = 0.

= - 6308 H ;

= 3823 H

Проверяем: ?FY = 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 = (XVFR YFA)KBKT, Fa =0 H; осевая нагрузка на подшипник

Fr = Pr = 6713 H; радиальная нагрузка на подшипник

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

KT = 1; температурный коэффициент

KB = 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

М1верт = 76840 Н·м

М1гориз = 211225 Н·м

Т2 = 166,5 Нм

Характеристики сечения: Wp = = 17883 мм3

Wx = = 8942 мм3

Характеристика материала вала: Сталь 45 (углеродистая) ?B = 780 МПА

Предел выносливости: ?-1 ? 0, 43 ?B =0,43 • 780 = 335 МПА ?-1 = 0.58 ?-1 = 193 МПА

Напряжения: - От изгиба: ?m = 0;

?a = ?max = = 25,1Мпа

- От кручения: ?m = ?a = = 4,6 Мпа где ?a, ?a - амплитуды циклов напряжений;

?m, ?m - среднее напряжение циклов.

Выбор коэффициента привидения = 3,83;

= 2,7 k?, k? - коэффициенты концентрации напряжений;

??, ?? - масштабные коэффициенты;

?? = 0,15 ?? = 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

М3верт = 53888 Н·мм

М3гориз = 63076 Н·мм

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза.

Размеры шпоночного паза: b = 14 мм, t1 = 5,5 мм: = 82961 Н·мм

Характеристика сечения: Wp = = 23006 мм3

Wx = = 10741 мм3

Характеристика циклов напряжений: ?m = 0;

= 7,72 МПА

= 1,88 МПА

Коэффициенты концентрации напряжений: k? = 1,8; k? = 1,7

Масштабные коэффициенты ??, = 0,82; ?? = 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

М1верт = 90400 Н·м

М1гориз = 248500 Н·м; Т2 = 315,8 Нм

М= = 264432 Н·мм

Рис. 10 - Сечение вала 1-1

Характеристики сечения: Wp = = 24531 мм3

Wx = = 12266 мм3

Характеристика материала вала: Сталь 45 (углеродистая) ?B = 780 МПА

Предел выносливости: ?-1 ? 0, 43 ?B =0,43 • 780 = 335 МПА ?-1 = 0.58 ?-1 = 193 МПА

Напряжения: - От изгиба: ?m = 0 ?a = ?max = = 21,6 Мпа

- От кручения: ?m = ?a = = 6,4 МПА где ?a, ?a - амплитуды циклов напряжений;

?m, ?m - среднее напряжение циклов.

Выбор коэффициента привидения: = 4;

= 2,8 k?, k? - коэффициенты концентрации напряжений;

??, ?? - масштабные коэффициенты;

?? = 0,15 ?? = 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 ? ? 8 ?1 = 8

2 Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса b = 1,5? = 1,5 • 8 = 12

3 Толщина нижнего пояса без бобышки p = 2,35? = 2,35 • 8 = 18,8 = 20

4 Толщина ребер основания корпуса m = ? = 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 b?h t1 t2 ?см, МПА Примечание

Дв. 90,2• 103 42 110 100 12?8 5 3,3 10,38 Условие выполняется

I 86,6 • 103 40 80 70 12?8 5 3,3 15,88 Условие выполняется

50 42 36 14?9 5,5 3,8 30,27 Условие выполняется

II 166,5• 103 40 55 50 12?8 5 3,3 41,2 Условие выполняется

50 58 50 14?9 5,5 3,8 35,6 Условие выполняется

III 315,8• 103 45 70 63 14?9 5,5 3,8 81,8 Условие выполняется

45 90 80 14?9 5,5 3,8 30,37 х

Условие прочности шпоночного соединения на смятие: ?см = ? [?] (27) где lp = l - b - рабочая длина шпонки ;

[?] =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): Vmax = PI • 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 ?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.

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 .ru