Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

Ивановский государственный химико-технологический университет

Кафедра механики

Расчетно-пояснительная записка

к курсовому проекту по механике

Тема: «Спроектировать привод к барабанному смесителю»

Выполнил

студент группы 3-7

Шишкина Алёна

Проверил:

доцент Зарубин В.П.

Иваново 2010г.

Введение

Привод - устройство для приведения в действие машин от двигателя через передаточные механизмы. Соединение вала машины с валом электродвигателя возможно лишь в редких случаях. В основном для привода машины необходима установка понижающей или повышающей передачи. Оптимальный тип передачи определяется с учетом ряда факторов: эксплуатационных условий, характеристик нагрузки, срока службы, техники безопасности, удобства расположения, обслуживания, стоимости привода.

Данный привод состоит из электродвигателя, цилиндрического редуктора и открытой передачи. Соединение вала электродвигателя с ведущим валом редуктора осуществляется с помощью муфты. Наибольшее распространение в промышленности получили трехфазные асинхронные двигатели серии 4А ГОСТ 19523-81.

Достоинствами цилиндрической передачи являются: возможность передачи практически любых мощностей (до 50 000 кВт) при весьма широком диапазоне окружных скоростей (от долей м/с до 30-150 м/с), простота изготовления, компактность и соответственно дешевизна и надежность передачи, постоянство передаточного отношения, высокий КПД, простота обслуживания и ухода, сравнительно небольшие силы давления на валы и их опоры. Недостатки: небольшое передаточное число (не более 6.3), относительная сложность изготовления высокоточных зубчатых колес.

Машины барабанного класса предназначены в основном для обработки твердых и пастообразных продуктов. В данных машинах проводят процессы охлаждения, нагрева, сушки и сублимации, обжига, хлорирования и др. Особое место занимают измельчение, смешивание и диспергирование.

Иногда машины этого класса имеют диаметр до 5 м и длину до 150 м. Вращение барабану передается от электродвигателя через редуктор на зубчатую передачу открытого типа, где зубчатое колесо является бандажным (то есть, закреплено на барабане).

Задание на курсовой проект

Спроектировать привод к барабанному смесителю по следующим исходным данным:

мощность на рабочем валу привода Nрв=4 кВт,

частота вращения рабочего вала nрв=12 об/мин

частота вращения вала электродвигателя nс =1500 об/мин

Кинематическая схема привода к барабанному смесителю

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Кинематический расчёт привода и выбор электродвигателя

1.1 Определим общее передаточное число привода

где - синхронная частота вращения вала электродвигателя, об/мин;

- частота вращения рабочего вала привода, об/мин

.

1.2 Определим общий КПД привода

- КПД подшипников качения [3, стр.41];

- КПД закрытой зубчатой передачи с цилиндрическими колёсами [3, стр.40];

- КПД открытой зубчатой передачи [3, стр. 40];

- КПД муфты [3, стр. 41]

.

1.3 Определим расчётную мощность электродвигателя, кВт

 кВт.

1.4 Выбираем электродвигатель по расчетной мощности электродвигателя и частоте вращения вала электродвигателя

Выбираем трёхфазный асинхронный короткозамкнутый электродвигатель 4А112М4У3 ГОСТ 19523-81 с параметрами [1, стр. 27]:

мощность N=5,5 кВт,

синхронная частота вращения об/мин

номинальное скольжение %

Проверяем недогрузку электродвигателя:

[(5,5-4,8)/5,5]*100%=12,7% - проходит (допускается недогрузка до 15%, перегрузка - не более 5%).

1.5 Определим асинхронную частоту вращения вала электродвигателя, об/мин

об/мин.

1.6 Уточним общее передаточное число привода

1.7 Выбираем стандартный редуктор по передаточному числу и крутящему моменту на тихоходном валу:

где [3, стр. 43];

;

передаточное число двухступенчатого цилиндрического редуктора.

Таблица 1.1 Выбор стандартного редуктора

					, вывод
120,5	8	15,0625	-	-	>6,3
	10	12,05	-	-	>6,3
	12,5	9,64	-	-	>6,3
	16	7,53125	-	-	>6,3
	20	6,025	556,16	630	11,72%, недогрузка
	25	4,82	695,20	630	10,35%, перегрузка
	31,5	3,8254	875,95	630	39,04%, перегрузка
	40	3,0125	1112,32	1250	11,01%, недогрузка

Формулы для расчета:

Н*м

Н*м.

Вывод: из таблицы, учитывая передаточное число и крутящий момент на тихоходном валу, выбираем стандартный редуктор Ц2У125 с Uр=20 и с номинальным крутящим моментом 630 Н*м. При этом на открытую зубчатую передачу приходиться передаточное число 6,025. Принимаем стандартное передаточное отношение Uозп=6,0.

1.8 Определим передаточные отношения для ступеней редуктора

где Uб и Uт - передаточные числа для быстроходной и тихоходной ступеней соответственно

.

1.9 Определим частоту вращения каждого вала привода, об/мин

об/мин, т.к. муфта оборотов не меняет.

об/мин

об/мин

об/мин

, что вполне приемлемо, <3%.

1.10 Определим мощность на каждом валу, кВт

кВт

кВт

кВт

кВт

кВт

<5% - это допускаемая перегрузка.

1.11 Определим крутящие моменты на каждом валу, Н*м

Н*м

Н*м

Н*м

Н*м

Н*м

<5% - это допускаемая перегрузка.

1.12 Определим угловые скорости вращения каждого валов, рад/с

рад/с

рад/с

рад/с

рад/с.

Силовые и кинематические параметры привода занесем в таблицу1.2.

Таблица 1.2 Силовые и кинематические параметры привода

Вал	N, кВт	n, об/мин	?, рад/с	Т, Н*м
Быстроходный	4,66	1446	151,35	30,78
Средний	4,43	289,2	30,27	146,29
Тихоходный	4,21	72,3	7,57	556,09
Рабочий	4,17	12,05	1,26	3304,85

2. Расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи

вал редуктор подшипник муфта

В кинематическом расчете мы выбрали редуктор Ц2У125. Т.к. он стандартный, то не будем рассчитывать межосевое расстояние aw (aw=125 мм для тихоходной ступени).

Проведем расчет тихоходной ступени

2.1 Выбираем модуль в интервале

m=(0,01…0,02)* aw

m=(0,01…0,02)*125=1,25…2,5 мм

m=2,0 мм по ГОСТ 9563-60.

2.2 Определим суммарное число зубьев, шт

шт.

2.3 Определим число зубьев шестерни и колеса, шт

шт > 17

шт.

2.3 Определим фактическое передаточное отношение тихоходной ступени

2.4 Определим окружную скорость передачи, м/с

где Ft - окружная сила, Н;

d2 - диаметр колеса, мм;

d2=m*Z2

d2=2*100=200 мм

м/с.

Исходя из значения скорости, делаем вывод о том, что передача прямозубая.

2.5 Определим фактическое межосевое расстояние

мм

2.6 Определим основные параметры зубчатых колес

Делительный диаметр, мм

мм

мм

Диаметр вершин зубьев, мм

мм

мм

Диаметр впадин зубьев, мм

мм

мм

Шаг, мм

мм

Окружная толщина зубьев, мм

, мм

Ширина впадин зубьев, мм

, мм

Высота зуба, мм

мм

Высота ножки зуба, мм

мм

Высота головки зуба, мм

мм

Радиальный зазор, мм

мм

Ширина зубчатого венца, мм

Коэффициент зависит от расположения колес относительно опор и от твердости материала. С учетом вышесказанного принимаем =0,315 [2, стр. 92]

мм по Ra40 ГОСТ 6636-69

мм

Межосевое расстояние

мм

Толщина ступицы

мм

Внутренний диаметр отверстий

мм

Наружный диаметр ступицы

мм

Длина ступицы

мм

Толщина диска

мм

мм

мм

Таблица 2.1 Параметры зубчатой цилиндрической прямозубой передачи (тихоходная ступень)

Параметр	Обозначение	Значение
Межосевое расстояние, мм		125
Число зубьев	шестерни	25
	колеса	100
Модуль , мм		2
Делительный диаметр, мм	шестерни	50
	колеса	200
Диаметр вершин зубьев, мм	шестерни	54
	колеса	204
Диаметр впадин зубьев, мм	шестерни	45
	колеса	195
Шаг, мм		6,28
Ширина впадин зубьев, мм		3,14
Окружная толщина зубьев, мм		3,14
Высота зуба, мм		4,5
Высота ножки зуба, мм		2,5
Высота головки зуба, мм		2
Радиальный зазор, мм		0,5
Ширина венца, мм	шестерни	45
	колеса	40

2.6 Определим расчётные контактные напряжения, МПа

,

где - коэффициент формы сопряженных поверхностей зуба:

для прямозубой передачи [2, стр. 97];

- коэффициент суммарной длины контактных линий

- коэффициент торцового перекрытия:

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

для прямозубых передач [2, стр. 97];

- коэффициент распределения нагрузки по ширине венца

[2, стр. 93]

- коэффициент динамической нагрузки, возникающей в зацеплении

[2, стр. 98]

МПа

Зная условие прочности , приравняем эти величины:

МПа

2.7 Определим допускаемое контактное напряжение, МПа

где -предел контактной выносливости поверхностей зубьев при базовом числе циклов напряжений, МПа:

2, стр. 88;

где - коэффициент долговечности 2, стр. 89;

- коэффициент безопасности 2, стр. 89

МПа.

ед.

ед. (так как твердость шестерни больше твердости колеса на 20…30 ед.)

Выбираем сталь 40Х.

Термообработка: закалка в масле, отпуск.

МПа (предел прочности)

МПа (предел текучести)

Твердость НВ 429 - 495 [2, стр. 8]

2.8 Определим расчетное и допускаемое напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса, МПа

где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа:

2, стр. 88

МПа

МПа;

- коэффициент долговечности 2, стр. 90;

- коэффициент влияния двухстороннего приложения нагрузки 2, стр. 90;

- коэффициент безопасности:

- коэффициент нестабильности свойств материала зубчатого колеса и ответственности зубчатой передачи 2, стр. 90,

- коэффициент способа получения заготовки зубчатого колеса:

- для поковок и штамповок 2, стр. 90

;

- коэффициент градиента напряжений и чувствительности материала к концентрации напряжений 2, стр.91

 МПа

МПа

,

где - коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев:

Для зубчатых колес выполненных без смещения имеет приведенные значения в соответствии ГОСТ 21354-87 2, стр. 98

МПа

МПа

Так как , поэтому определяем расчётное напряжение изгиба зубьев шестерни

,

где - коэффициент наклона зуба:

для прямозубой передачи [2, стр. 98];

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями:

для 8 ст. точности 2, стр. 99;

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца 2, стр. 99;

- коэффициент динамической нагрузки 2, стр. 99

МПа

Величина расчётного напряжения изгиба зубьев должна быть меньше допускаемого:

- условие расчёта по изгибным напряжениям выполняется

479,06 МПа>354.4 МПа - это является закономерностью, поэтому параметры передачи не следует изменять.

2.9 Определим силы, действующие в зацеплении

Окружная сила, Н

кН.

Радиальная сила, Н

,

где - угол зацепления [2, стр. 96]

кН.

3. Расчёт открытой цилиндрической зубчатой передачи

3.1 Выбираем материал для изготовления шестерни и колеса: СЧ45

Материалом для открытой передачи помимо стали, может быть чугун, так как он обладает фрикционными свойствами, хорошо обрабатывается, является более дешевым материалом.

МПа

МПа

230 - 290 НВ [2, стр. 10]

3.2. Задаем число зубьев шестерни :

3.3. Определяем число зубьев колеса :

;

3.4 Вычисляем модуль передачи, исходя из условия допускаемого изгибного напряжения

,

для прямозубой передачи Km = 1,4 [2, стр. 100];

по ГОСТ 2185-66 2, стр. 92;



- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца 2, стр. 99

мм

Учитывая повышенный износ зубьев открытых передач, значение «m» увеличиваем в (1,5-2) раза мм по ГОСТ 9563-60 [2, стр. 93].

3.5 Проводим проверочный расчёт на выносливость по напряжениям изгиба

Определим расчётное напряжение изгиба зубьев колеса, МПа

,

где 2, стр. 98;

для 9 ст. точности 2, стр. 99;

[2, стр. 99]

2, стр. 99,

МПа

Величина расчётного напряжения изгиба зубьев должна быть меньше допускаемого:

393,1 МПа < 635 МПа

Условие расчёта по изгибным напряжениям выполняется.

3.6.Определяем геометрические параметры зубчатых колёс:

Диаметр делительной окружности, мм

мм

мм

Диаметр окружности вершин зубьев, мм

мм

мм

Диаметр окружности впадин зубьев, мм

мм

мм

Шаг, мм

мм

Межосевое расстояние

мм по стандартному ряду

Высота зуба, мм

мм

Высота ножки зуба, мм

мм

Высота головки зуба

мм

Окружная толщина зубьев, ширина впадин зубьев

мм

Радиальный зазор, мм

мм

Ширина зубчатого венца, мм

по стандартному ряду

мм.

3.7 Найдем силы, действующие в зацеплении

Окружная сила:

кН

Радиальная сила:

кН.

Рассчитанные геометрические размеры сводим в таблицу 3.1.

Таблица 3.1 Параметры открытой зубчатой цилиндрической передачи

Параметр	Обозначение	Значение
Межосевое расстояние, мм		315
Число зубьев, шт.	шестерни	20
	колеса	120
Модуль зацепления, мм		4
Делительный диаметр, мм	шестерни	80
	колеса	480
Диаметр вершин зубьев, мм	шестерни	88
	колеса	488
Диаметр впадин зубьев, мм	шестерни	70
	колеса	470
Шаг, мм		12,56
Ширина впадин зубьев, мм		6,3
Окружная толщина зубьев, мм		6,3
Высота зуба, мм		9
Высота ножки зуба, мм		5
Высота головки зуба, мм		4
Радиальный зазор, мм		1
Ширина венца, мм	шестерни	85
	колеса	80

4. Конструирование тихоходного вала редуктора

4.1 Выбираем материал тихоходного вала редуктора

Для тихоходного вала выбираем материал Сталь 40Х ГОСТ 4543-71.

Термообработка: закалка в масле, отпуск

МПа

МПа

НВ 429 - 495 [2, стр. 8]

4.2 Конструирование тихоходного вала

Принимаем мм по ГОСТ 6636-69 [1, стр.115]

Длину выходного конца вала принимаем мм [1, стр. 115]

Диаметр вала под подшипник принимаем равным

где мм- высота буртика

мм.

Длина вала под подшипник складывается из ширины подшипника плюс ширина крышки плюс высота головки болта:

где В - ширина подшипника;

Ориентировочно выбираем подшипник шариковый радиальный однорядный средней серии №311 по ГОСТ 8338-75, ширина которого мм [3, стр.410, табл. К27].

Нкрышки =23мм- высота крышки;

По внешнему диаметру выбранного подшипника (Dподш=120 мм) выбираем сквозную торцовую крышку с отверстием под манжетное уплотнение ГОСТ 18512-73 [4,стр.152,табл.114].

hболта =10мм- высота головки болта ГОСТ 7808-70 [3,стр.376,табл.К2].

мм

Диаметр вала под колесо

мм

Длину вала принимаем

,

где bколеса=40мм - ширина колеса закрытой зубчатой передачи

мм

Диаметр вала под подшипник мм

Длина вала под подшипник равна ширине подшипника №311, мм:

мм

Длина участка, на котором расположена открытая передача:

мм

Длина второго участка тихоходного вала

мм

Длина третьего участка тихоходного вала:

мм

4.3 Определение реакций в опорах подшипников

1. Горизонтальная плоскость:

а) определим опорные реакции, Н

кН

кН

Проверка:

13,90-22,37+14,03-5,56=0

б) определим изгибающие моменты, Н*м

Н*м

Н*м

Н*м

Н*м

Строим эпюры изгибающих моментов горизонтальной плоскости.

2. Вертикальная плоскость:

а) определим опорные реакции, Н

кН

Перенаправим силу в противоположную сторону

кН

Проверка:

-5,06+10,17-2,024-3,083=0,003?0

б) определим изгибающие моменты, Нм

Н*м

Н*м

Н*м

Н*м

Строим эпюры изгибающих моментов вертикальной плоскости.

3. Определим крутящие моменты, Нм

Н*м

Н*м

4. Определим суммарные реакции опор, кН

кН

кН

5. Определим опасное сечение, Н*м

Н*м

6. Определим эквивалентный момент, Н*м

Н*м

7. Определим ориентировочно диаметр выходного конца вала, мм

, МПа - предел пропорциональности [2, стр. 136]

МПа

Н*м - крутящий момент на валу

мм

Минимальный диаметр вала в опасном сечении будет равен 30 мм (округлили по ряду Rа40 ГОСТ 6636-69) [3, стр.312, табл. 13.15].

5. Выбор и расчёт долговечности подшипников

В расчете валов был конструктивно принят подшипник №311 - шариковый, однорядный, средней серии.

5.1 Проверим подшипник № 311

Так как опора А является более нагруженной, поэтому проверочный расчёт подшипника проводим для неё.

· Определим эквивалентную нагрузку , действующую на опору А

, Н [4, стр. 90],

где - коэффициент безопасности [2, стр. 146];

, при t редуктора < 100° - коэффициент температурный [2, стр. 145];

V=1 - коэффициент вращения подшипника (при вращении внутреннего кольца относительно нагрузки) [2, стр.144]

кН

Требуемая долговечность подшипника предусмотрена ГОСТ 16162-85 и составляет для зубчатых редукторов ч. [3, стр. 128]

· Определим расчетную динамическую грузоподъемность по формуле

кН

кН [3, стр. 410]

[3, стр. 128]

Требуемое условие прочности не выполняется.

перегрузки

Необходимо утяжелить серию.

5.2 Проверим подшипник № 411

· Определим расчетную динамическую грузоподъемность по формуле

кН

кН [3, стр. 410]

[3, стр. 128]

Требуемое условие прочности выполняется.

недогрузки <15%, что вполне допустимо

· Определим долговечность работы подшипника в часах с вероятностью безотказной работы 90 %

,

где - частота вращения вала рассчитываемого подшипника, об/мин;

- динамическая грузоподъемность предварительно выбранного подшипника, заданная в таблице соответствующего стандарта;

- показатель степени, зависящий от вида тел качения, шарик - =3 [1, стр. 70]

ч.

- подшипник №411 удовлетворяет условию долговечности.

Окончательно назначим для вала подшипник №411.

6. Выбор муфты

При выборе муфт основными критериями являются диаметры соединяемых валов и эквивалентный крутящий момент, который определяется по формуле:

,

где - номинальный крутящий момент;

- крутящий момент быстроходного вала;

- коэффициент режима работы;

,

где - коэффициент, учитывающий тип двигателя, электродвигатель

= 0,25,

- коэффициент, учитывающий тип рабочей машины,

= 1,2 [1,стр.77,табл.10.1]

= 0,25 + 1,2 = 1,45

Для тихоходного вала

Нм

По типу двигателя находим диаметр вала электродвигателя

Рном=5,5 кВт

nс=1500 об/мин [3,стр.384-385,табл.К9,К10]

nас=1446 об/мин

d1= dэл=32мм

Определим диаметр выходного вала редуктора

,

где - крутящий момент на валу

где кВ - расчетная мощность электродвигателя

об/мин - асинхронная частота вращения вала электродвигателя

Н*м

МПа - допустимое напряжение [1, стр. 92]

мм

Полученный диаметр увеличиваем на (810)% для компенсации ослабления сечения шпонкой.

мм (=28 мм) по стандартному ряду Ra40

Учитывая расчетный момент и диаметры соединяемых валов, окончательно выбираем муфту.

Муфта упругая втулочно-пальцевая 250-32-I.1-32 - II.2-У3 ГОСТ 21424-75 с допускаемым вращающим моментом [T]=250 Н*м [3, стр.400-401]

7. Выбор и проверка шпоночных соединений

Для соединения вала с деталью выбираем призматическую шпонку

по ГОСТ 23360-78.

Рассчитывают шпонку призматическую по напряжениям смятия по выступающей из вала части.

Напряжение смятия шпонки, МПа

где - допускаемое напряжение смятия:

МПа - при стальной ступице и спокойной нагрузке [3, стр. 252];

При чугунной ступице приведенное значение снижать вдвое [3, стр. 252]

- крутящий момент на валу, Нм;

- диаметр вала, мм;

- расчетная длина шпонки, мм;

- ширина шпонки, мм;

- глубина паза вала, мм;

7.1 Тихоходный вал редуктора

7.1.а) При помощи шпонки соединяется выходной конец вала и шестерня от открытой зубчатой цилиндрической передачи.

Выбираем шпонку по диаметру вала (мм)

Шпонка ГОСТ 23360-78

мм

МПа

Так как нами выбрана стальная ступица и спокойная нагрузка, то условие выполняется, следовательно, шпонка выбрана правильно.

недогрузки, что вполне допустимо.

7.1.б) При помощи шпонки соединяется вал и колесо от закрытой зубчатой цилиндрической передачи.

Выбираем шпонку по диаметру вала (мм)

Нами выбрана шпонка для меньшего диаметра вала, так как шпонка, выбранная по действительному диаметру вала dв=65 мм, работает с большими недогрузками >>15%

Шпонка ГОСТ 23360-78

мм

МПа

Так как нами выбрана стальная ступица и спокойная нагрузка, то условие выполняется, следовательно, шпонка выбрана правильно.

недогрузки, что вполне допустимо.

8. Смазка

8.1 Смазывание зубчатого зацепления

а) Способ смазывания. Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5 м/с.

б) Сорт масла. Зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях и фактической окружной скорости колес .

Примем И-Г-С-100

в) Определение количества масла.

Где N - передаваемая мощность, кВт

N=16.50 кВт

N=3.5 л

г) Определение уровня масла. В цилиндрических редукторах при окунании в масляную ванну колеса

Примем мм

д) Контроль уровня масла. Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют различными маслоуказателями. Наибольшее распространение имеют жезловые маслоуказатели.

8.2. Смазывание подшипников.

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

При <3 м/с (наш случай) применимо смазывание пластичными смазками типа солидол ГОСТ 1033-79, которым однократно заполняется подшипниковый узел при сборке и меняется периодически, или консалтин жировой УТ-1 ГОСТ 1957-73. Смазку закладывают в подшипниковые камеры при сборке.

9. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида, редуктора начиная с узлов валов: на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и подшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100 °С. В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основания корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус помощью двух конических штифтов, затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами. Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой по техническим условиям.

10. Конструирование рамы

Проектируем раму, сваренную из элементов проката.

Контур коробки представляет собой ступенчатую конфигурацию для размещения всех узлов привода на ней. для установки редуктора на раму необходимо знать разницу высот между основанием и осью вала электродвигателя и основанием и осью быстроходного вала редуктора.

Закрепление двигателя на раме производится ботами М8 ГОСТ 7798-70 с соответствующими шайбами ГОСТ 6402-70 и гайками ГОСТ 5915-70, редуктора М16.

Разница высот оснований редуктора и электродвигателя

мм, поэтому под двигатель в местах крепления приварим платики высотой 20 мм.

Вся сварная рама закрепляется на производственной площадке фундаментальными болтами М20 (больше диаметра болтов редуктора).

Для защиты обслуживающего персонала от вращающих частей муфты предусматриваем защитное ограждение прямоугольной формы из стальных листов.

Список литературы

Киселёв Б.Р. Курсовое проектирование по механике. Учебное пособие. Иваново. ИГХТУ, 2003.

Киселёв Б.Р. Проектирование приводов машин химического производства. Учебное пособие. Иваново, ИГХТУ, 2007.

Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М. Высшая школа. 1991.

Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. М. Машиностроение, 1992. т 2.

Чернавский С.А. Проектирование механических передач. Учебно-справочное пособие по курсовому проектированию механических передач. М. Машиностроение, 1984.

Размещено на Allbest.ru