Проектирование привода к пресс-валкам

Размещено на http://www.allbest.ru/

Тема: «Спроектировать привод к пресс-валкам»

Задание

на выполнение курсового проекта по деталям машин

Тема: Спроектировать привод к пресс-валкам

Исходные данные:

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

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

Скорость вращения электродвигателя……...nс =1000 об/мин

ПВ=45 %

Рис.1.1.Кинематическая схема привода.

Задание выдано:

Преподаватель: Киселев Б.Р.

Введение

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

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

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

1.Оптимизация выбора привода

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

2.Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

2.1 Определение КПД привода

? = ?чп ? ?зп? ?п2 ,

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

?п = 0.99 - КПД пары подшипников.

? зп = 0.95 - КПД зубчатой передачи

? = 0.8 ? 0.95?0,9952= 0,748

2.2 Определим расчетную мощность электродвигателя

Nэлр = Nр.в./? ,

Nэлр = 16,8/0.748 = 22,46 кВт .

2.3 Выбираем электродвигатель

Зная nс = 1000 об/мин

Nэлр = 22.46 кВт.

По ГОСТ 19523-81 принимаем электродвигатель 4А200М6УЗ, табл. 2.1, Nэл = 22кВт, S = 2.3% [1 с.43]. Электродвигатель будет работать с перегрузкой

22 - 100%

X = 2,09%,

0,46 - X%

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

Определяем асинхронную частоту вращения электродвигателя

nас = nс? (1- (S%/100)) ;

nас = 1000 ? (1- (2.3/100)) =977 об/мин .

2.4 Уточняем передаточное отношение привода

Действительное общее передаточное отношение привода равно

Uпр.' = nас/nр.в = 977/4 = 244,25 .

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

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

2.5 Определяем момент на валах привода

M1 = Mэл = 30 ? Nэлр/? ? nас ;

M1 = 30 ? 22460/3.14 ? 977 = 219.8 Н?м ;

M2 = M1 ? Uпр.'? ?чп ? ?п2 ;

M2 = 219,8 ? 40 ? 0.8 ? 0.9952 = 6962,2 Н?м;

M3 = M2 ? Uзп.? ?зп ? ?п = 6962 ? 6.11? 0,95 ? 0,995 = 40209,8 Н?м.

2.6 Определим скорости вращения валов

n1 = nас. = 977 об/мин ;

n2 = n1 / Uпр.' ;

n2 = 977 / 40 = 24,425 об/мин .

3. Расчет и проектирование червячной передачи

3.1 Выбираем материал червячной пары

Приближенное значение скорости скольжения :

Vs = (3.7 4.6 ) ?10-4 ? n1 ? ;

Vs = 4 ?10-4 ? 977 ?= 7.5 м/с ,

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

предел прочности ?В2 = 215 МПа ;

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

3.2 Определяем допускаемое контактное напряжение

[?]Н2 =0,9* ?В2*KHL ?4* ?Т2;

KHL =/ NHE2 ;

NHE = 60?T? n2 = 60*10000*24=1.44*107

KHL =/ NHE =0.95,

[?]Н2 = 184 Мпа ? 560 МПа .

3.3 Определяем допускаемое изгибное напряжение

[?]F2 = (0.25??Т2 +0.08??В2)?KFL ;

где KFL - коэффициент долговечности изгибных напряжений ,

KFL = / NFE ;

KFL = / 1.44?107 = 0,74 ,

где NFE - эквивалентное число циклов напряжений ;

NFE = 60?T? n2 ;

NFE = 60?10000?24 = 1,44?107,

[?]F2 = (0.25?140 +0.08?215)?0.74 = 39 МПа ;

3.4 Задают число заходов червяка

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

Z2 = Z1? Uпр.' ;

Z2 = 1? 40 = 40 .

3.5 Принимают значение коэффициента диаметра червяка ;

q = 0.25?Z2 ;

q = 0.25?40 = 10 .

принимаем согласно ГОСТ 19672 - 74 [1 с.96] q = 10 .

3.6 Вычисляем межосевое расстояние

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

где KH? = 1 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки;

KHV = 1.3 - коэффициент динамической нагрузки;

a=(40 /10 + 1) ? 3v[5400/(40/10?184]2?1?1.3?6962.2 = 394 мм,

3.7 Определяем осевой модуль зацепления

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

m = 2?394/(40+10) = 15.76 мм.

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

Уточняем межосевое расстояние ;

a = 0.5?m?(Z2 +q);

a = 0.5?16?(40 +10) = 400 мм.

принимаем стандартное значение a = 400 мм.

Коэффициент смещения;

X = (a/m)-0.5?( Z2 +q);

X = (400/16)-0.5?(40+10) = 0,

-1 x = 0 1.

3.8 Определяем длину нарезанной части червяка

Длина нарезной части червяка b1 по ГОСТ 19650 - 74 при x = 0 и Z2 = 40 , [1 с.97];

b1 = (11+0.06?Z2)?m;

b1 = (11+0.06?40)?16+40 = 254 мм.

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

3.9 Определяем параметры червячной передачи по ГОСТ 19650 - 74

Делительный диаметр червяка;

d1 = q?m;

d1 = 10?16 = 160 мм;

Делительный диаметр червячного колеса;

d2 = Z2?m;

d2 = 40?16 = 640 мм;

Начальный диаметр червяка;

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

dw1= (10+2?0)?16 = 160 мм;

Делительный угол подъема линии витка;

tg = Z1/q;

tg = 1/10 = 0.1 = 140';

Диаметр вершин витков червяка;

da1 = d1+2?m;

da1 = 160+2?16 = 192 мм;

Диаметр впадин червяка;

df1 = d1-2.4?m;

df1 = 160-2.4?16 = 122 мм;

Диаметр вершин зубьев червячного колеса;

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

da2 = (40+2+2?0)?16 = 672 мм;

Диаметр впадин червячного колеса;

Df2 = (Z2+2.4+2?x)?m;

Df2 = (40+2.4+2?0)?16 = 602 мм;

Наибольший диаметр червячного колеса;

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

dmax 672+6?16/(1+2) = 702 мм;

Ширина венца колеса;

b2 = 0.75?da1;

b2 = 0.75? 192 = 144 мм;

3.10 Вычисляют окружную скорость скольжения в передаче

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

Vs = (3.14?160?977/6?104)?cos 140 = 7,9 м/c;

3.11 Определяют КПД передачи

? = (0.95-0.96)?tg/tg(+);

? = (0.95-0.96)?tg140/tg(140+1013') = 0.807 ,

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

Уточняем передаваемый момент:

M1 = M2/U* ? = 6962.2/40*0.807 = 200.1 H*м

3.12 Определяем силы, действующие в зацеплении

В зацеплении червячной передачи возникают три силы;

окружная - P2 = Fa1 = 2?M2/d2;

P2 = Fa1 = 2?6962?103/640 = 21756 Н;

радиальная - Fr2 = Fr1 = P2?tg;

Fr2 = Fr1 = 21756?tg200 = 7920 H;

осевая - Fa2 = P1 = 2?M1/d1;

Fa2 = P1 = 2?200,1?103/160 = 2501 Н;

3.13 Проверяем расчетное контактное напряжение

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

?H2=5400?(40/10)?3v((40/10+1)/400)3?1?1.3?6962=180 МПа ;

Расчетное контактное напряжение должно быть в пределах;

0.85?[?]H2 ?H2 1.05?[?]H2 ;

156,4 180 193,2

Недогрузка 2,2 % < 15 %

3.14 Проверяют зубья червячного колеса на изгибную выносливость

Эквивалентное число зубьев;

Zv = Z2?cos3;

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

При этом значение коэффициента формы зуба YF = 1.61 [1 с.100].

Расчетное изгибное напряжение;

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

?F = 1500?1.61?1.3?1?6962?cos 140/(160?640?16) = 13 МПа;

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

4. Расчет открытой передачи

4.1 Выбор материалов зубчатой пары

Принимаем сталь 45; термообработка улучшение:

- шестерня: HB 285

- колесо: HB 270.

а) Допускаемое контактное напряжение

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

[?]HO- предел контактной выносливости

[?]HO= 2*HB+70 = 2*270+70 = 610 МПа

KHL=1 - коэффициент долговечности

SH=1.1 - коэффициент безопасности

б) Допускаемые изгибные напряжения

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

[?]FO1= 1.8HB = 1.8*285 = 513 Мпа

[?]FO2=1.8HB = 1.8*270 = 486 Мпа

KFL=1 - коэффициент долговечности

KFC=1 - коэффициент влияния двухстороннего приложения нагрузки

YS=1.035 - коэффициент градиента напряжений

SF - коэффициент безопасности

SF = SF'* SF” = 1.75*1 = 1.75

SF' - коэффициент нестабильности

SF” - коэффициент для штамповок

[?]F1 = 513*1*1*1.035/1.75 = 212 МПа

[?]F2 = 486*1*1*1.035/1.75 = 201 МПа

4.2 Принимаем число зубьев шестерни

Z1=20, тогда число зубьев колеса Z2= Z1* U3=20*6.11=122

4.3 Коэффициент формы зуба

При Z1=20 - YF1=4.09

При Z2=122 - YF2=3.6

Отношение [?]F/YF:

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

Колесо [?]F2/YF2 = 201/3,6 = 55,8 Мпа

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

4.4 Модуль передачи

Размещено на http://www.allbest.ru/

Km = 1.4 - для прямозубых передач

?bd=0.4 - коэффициент ширины колеса

KF?=1.05 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки

m = 13.4 мм

Учитывая повышенный износ открытых передач принимаем m=16 мм

4.5 Геометрические параметры передачи

Делительные диаметры

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

межосевое расстояние

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

диаметры выступов

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

диаметры впадин

df1=d1-2.5m = 320-2.5*16 = 280 мм; df2=d2-2.5m = 1952-2.5*16 = 1912 мм

ширина колеса b2= ?bdd1 = 0.4*320 = 128 мм

ширина шестерни

b1 = b2+5 = 128+5 = 133 мм

4.6 Окружная скорость

V = ?dn/6*104 = 3.14*320*24/6*104 = 0.4 м/с

4.7 Силы действующие в зацеплении

- окружная P2 = 2*M2/d1 = 2*6962*103/320 = 43514 Н

- радиальная Fr2 = P2*tg? = 43514*tg20? = 15839 H

4.8 Расчетные изгибные напряжения

?F = YFY?2000MKF?KF?KFV/bdm = 4.09*1*2000*6962*0.91*1.05*1/133*16*320 = 110 МПа < [?]F1

KF?=0.91 - при 8 степени точности

KF?=1,05

KFV=1 - для открытой передачи

Y?=1 - для прямозубых колёс

5. Проектировочный расчет валов.

5.1. Быстроходный вал - червяк

d = 16.4?4v Nэлр/n1?[0];

где [0] = 0.50 - допускаемый угол закручивания на 1м длины вала [1 c.104],

d = 16.4?4v 22.46?103/977?0.5 = 42.7 мм;

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

принимаем диаметр выходного конца dв1 = 60 мм,

диаметр вала под уплотнением dу1 = 63 мм,

диаметр вала под подшипником dп1 = 70 мм.

5.2 Тихоходный вал

d = 16.4?4v 17.95?103/24.4?0.5 = 102 мм;

принимаем диаметр выходного конца dв3 = 105 мм,

диаметр под уплотнитель dу3 = 110 мм,

диаметр под подшипник dп3 = 120 мм,

диаметр под колесом dк3 = 130 мм.

5.3 Конструктивные размеры колеса

Диаметр ступицы;

dст 1.6?dк3;

dст 1.6?130 = 208 мм;

длина ступицы;

lст (1.2 1.8)?dк3;

lст (1.2 1.8)?130 = 156 234 мм;

примем lст = 200 мм;

толщина обода;

1 = 2?m;

1 = 2?16 = 32 мм;

толщина диска;

C = 0.25 ? b2;

C = 0.25 ? 144 = 36 мм;

диаметр винта;

d = (1.2 1.4)?m;

d = (1.2 1.4)?16 = 19 22 мм;

примем винт М20

длина винта;

l = 0.4 ? b2;

l = 0.4 ? 144 = 58 мм;

5.5 Предварительный выбор подшипников

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

№	d мм	D мм	B мм	C кН	C0 мм
6414	70	180	42	208	162
6324	120	240	56	309	287

6. Быстроходный вал - червяк

6.1 Схема нагружения быстроходного вала

Горизонтальная плоскость;

mA = P ? 270 - Bx ? 540 = 0;

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

Вертикальная плоскость;

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

By = (7920 ? 270 - 21756 ? 160/ 2) / 540 = 737 H;

Ay = Fr1 - By = 7920 - 737 = 7173 H;

Суммарные реакции опор;

A = v Ax2 + Ay2 = v 12512 + 71732 = 7281 H;

B = v Bx2 + By2 = v 12512 + 7372 = 1452 H;

6.2 Эквивалентная нагрузка

Осевые составляющие реакций опор;

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

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

Результирующие осевые нагрузки;

FaA = SA = 5824 H;

FaB = SA + Fa = 5824 + 21756 = 27580 H;

Проверяем подшипник А.

Отношение Fa / Fr = 5824 / 7281 = 0.79 < e; следовательно X = 1, Y = 0 [1 c.117].

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

X = 1 - коэффициент радиальной нагрузки;

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

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

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

Проверяем подшипник B.

Отношение Fa / Fr = 27580 / 1452 = 19 > e; следовательно X = 0.39, Y = 0.76 [1 c.117].

P=(X?V?B+Y?Fa)?Kб?Kт=(0.39?1452+0.76?27580)?1.1==21527 H;

6.3 Расчетная долговечность подшипника

часов

Ресурс работы редуктора 12000 часов.

7.Тихоходный вал

7.1 Схема нагружения тихоходного вала

Горизонтальная плоскость;

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

Dx = (43514 ? 100 -21756 ? 130)/260 = 5858 Н;

Cх=P2+P1+Dx = 43514 + 21756 + 5858 = 71128 Н;

Вертикальная плоскость;

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

Dу = (15839 ? 100 + 7920 ? 130+2501?640/2)/260 = 13130 H;

Cy = Fr2 + Dy - Fr1 = 15839+13130 - 7920 = 21049 H;

С = = 74177 H;

D = = 14378H;

7.2 Эквивалентная нагрузка

Осевые составляющие реакций опор;

Sc = е?С = 0.68?74177 = 50440 Н;

SD = 0.68 ? 14378 = 9777 Н;

Результирующие осевые нагрузки;

FaС = SС = 50440 Н;

FaD = SС + Fa = 50440 + 2501 = 52941 H;

Проверяем подшипник C.

Отношение; Fa/Fr = 50440/74177 = 0.68 < е; следовательно Х = 1 Y = 0 [1 c.117];

Р = 74177 ? 1.1 = 81594 Н;

Проверяем подшипник D.

Отношение; Fa/Fr = 52941/14378 = 3.68 > е; следовательно Х = 0.41 Y = 0.87 [1 c.117];

Р = (0.41 ? 14378 +0.87 ? 52941) ? 1.3 = 51954 Н;

7.3 Расчетная долговечность подшипника

Lh = = 37717 часов;

8.Уточненный расчет червячного вала.

8.1 Расчетная стрела прогиба червяка

Jпр =

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

1 = 540 мм - расстояние между опорами;

Jnp - приведенный момент инерции.

Jпр = ;

Jпр = = 14.8?106 мм4 ;

f = = 0.007 мм;

8.2 Допускаемая стрела прогиба

[f] = (0.005 + 0.01) ? m = (0.005+0.01) ? 16 = 0.08 0.1 мм; Условие f < [f] выполнено.

8.3 Коэффициент запаса прочности

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

Материал вала сталь 45;

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

- при изгибе ?-1 ? 0.43 ? ?В = 0.43?690 = 296 МПа;

- при кручении ?-1 ? 0.58 ? ?-1 = 0.58?296 = 172 МПa.

Осевой момент сопротивления;

W = ? ? d3/32 = 3.14 ? 703/32 = 33.7?103 мм3;

Полярный момент сопротивления;

Wp = 2 ? W = 2 ? 33.7?103 = 67.4?103 мм3;

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений;

?v = ?m = M1/2?Wp = 200.1?103/2 ? 67.4?103 = 3 МПа;

Коэффициенты;

= 5.5;

= 0.6 ? + 0.4 = 0.6 ? 5.5 + 0.4 = 3.7;

?? = 0.1; [2c166]

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

s? = = = 15.1;

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

9.Уточнённый расчёт тихоходного вала

9.1 Рассмотрим сечение под опорой С

Концентрация напряжений обусловлена подшипником, посаженным с гарантированным натягом.

9.2 Осевой момент сопротивления

W = ??d3/32 = 3.14?1203/32 = 169,6?103 мм3.

9.3 Полярный момент сопротивления

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

9.4 Суммарный изгибающий момент

Ми = = = 4631 Н?м.

9.5 Амплитуда нормальных напряжений

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

9.6 Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

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

9.7 Коэффициенты [2 c.166]

= 3,6;

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

?? = 0.1.

9.8 Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

sб = == 3.3.

9.9 Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s? = = = 6,9.

9.10 Общий коэффициент запаса прочности

s = = = 3.0 > [s] = 2.5;

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

10. Выбор и проверка шпоночных соединений

10.1 Выбор шпонки

привод вал зубчатый пара

Для соединения валов с деталями выбираем призматические шпонки по ГОСТ 23360-78 [2 c.169].

Напряжение смятия шпонки;

?cм = < [?]см = 100 МПа [2 c.170],

где 1 - длина шпонки;

b - ширина шпонки;

t1- глубина паза вала.

10.2 Быстроходный вал

Шпонка на выходном конце ведущего вала bhl = l81150 мм;

?cм = = 52,1 МПа;

10.3 Тихоходный вал

Шпонка под колесом bhl = 3620190 мм;

?cм = = 86,9 МПа;

Шпонка на выходном конце bhl = 3218150 мм;

?cм = = 153,2 МПа;

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

?cм = = 76,6 МПа;

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

11.Смазка редуктора

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

V = (0.5 ? 0.8)?N = (0.5 ? 0.8) ?22,5 ? 15 л.

Рекомендуемое значение вязкости масла:

- при Vс = 4.7 м/с - ? = 15?10-6 м2/с,

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

Смазка подшипниковых узлов осуществляется благодаря разбрызгиванию масла червячным колесом.

12. Конструктивные элементы корпуса

12.1 Толщина стенки корпуса и крышки редуктора

? = 0.04?а+2 = 0.04?400+2 = 18 мм принимаем ? = 18 мм.

12.2 Толщина фланцев

b = 1.5?? = 1.5?18 = 28 мм.

12.3 Толщина нижнего пояса

р = 2.35?? = 2.35?18 = 42 мм.

12.4 Толщина ребер

m = b = 18 мм.

12.5 Диаметр болтов

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

- болты у подшипников d2 = 0.75?d1 = 0.75?24 = 18 мм, примем болты М18;

- болты, соединяющие крышку с корпусом d3 = 0.6?d1 = 0.6?24 = 14 мм, примем болты М14

12.6 Наименьший зазор между колесом и стенкой корпуса

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

- по торцам A1 ? ? = 18 мм.

13.Подбор и проверка муфт

Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на ведущий вал редуктора используем упругую втулочно-пальцевую муфту по ГОСТ 21424-75, для которой допускаемый передаваемый момент:

[M] = 500 Н?м,

Расчетный момент:

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

где к = 1,5 - коэффициент эксплуатации.

14. Конструирование сварной рамы

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

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

15. Литература

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

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

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроения. Т3. -М. : “Машиностроение”, 1978.

Размещено на Allbest.ru