Расчет и конструирование привода к аппарату с мешалкой

Расчет и конструирование привода к аппарату с мешалкой

Министерство образования и науки Российской Федерации

ГОУ ВПО

Ивановский государственный

химико-технологический университет

Кафедра механики

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ ПО МЕХАНИКЕ

Выполнил: Ивлев П.А

(факультет ОХиТ, 3 курс,

спец. ПБ, группа 3-29)

Проверил: Комарова Т.Г

Иваново

2010 г.

СОДЕРЖАНИЕ

1. Задание

2. Введение

3. Обоснование и выбор схемы привода

4. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

5. Расчет редукторной (червячной) передачи

6. Расчет открытой прямозубой конической передачи

7. Расчет вала с консольной открытой передачей

8. Расчет подшипников качения

9. Расчет шпоночного соединения

10. Выбор муфты

11. Выбор смазки. Тепловой расчет редуктора

12. Конструирование рамы

13. Список использованной литературы

14. Спецификация к чертежу

1. ЗАДАНИЕ

Спроектировать привод к аппарату с мешалкой.

Исходные данные:

Мощность на рабочем валу привода: =21,8 кВт

Частота вращения на рабочем валу привода: =73 об/мин

Частота вращения вала электродвигателя: =1500 об/мин

2. ВВЕДЕНИЕ

Целью данного курсового проекта является расчет и конструирование привода к аппарату с мешалкой.

Привод - это энергосиловое устройство для приведения в действие машин от двигателя через передаточные механизмы. Любой привод, включает в себя три основных узла:

Рис. 2.1 Основные узлы привода

В качестве двигателя используются трехфазные асинхронные двигатели серии 4А, которые широко используются в промышленности вследствие простоты конструкции, малой стоимости простоты ухода, непосредственного включения в трехфазную сеть переменного тока без преобразователей.

Передаточным механизмом является стандартный редуктор (цилиндрический: 1ЦУ, Ц2У, Ц3У; червячный: Ч-100, Ч-125, Ч-160; конический КР; мотор-редуктор и другие).

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочему механизму. Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Исполнительным механизмом является рабочий (приводной) вал.

При проектировании привода необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.

3. ОБОСНОВАНИЕ ВЫБОРА РАСЧЕТНОЙ СХЕМЫ ПРИВОДА

3.1 Выбор редуктора и открытой передачи

Цель: выбрать стандартный редуктор, открытую передачу и оптимальную схему привода.

В приводах к аппаратам с мешалкой вращение от электродвигателя к рабочему валу мешалки может передаваться через цилиндрический или червячный редукторы. В качестве открытой передачи могут быть применены клиноременная или зубчатая коническая передачи.

Определим приближенное передаточное отношение привода :

В нашем случае:

,

где - передаточное отношение редуктора

-передаточное отношение открытой передачи

Для клиноременной передачи = 2…4 (5)

Для открытой конической передачи = 2…3,55 (4)

Исходя из этого, мы можем разбить ориентировочное передаточное отношение следующим образом:

Таблица 1.

Судя по из таблицы 1 мы можем выбрать:

-- одноступенчатый цилиндрический редуктор (1ЦУ-100, 1ЦУ-160);

-- двухступенчатый цилиндрический редуктор (Ц2У-100, Ц2У-125);

-- червячный редуктор (Ч-100, Ч-125, Ч-160).

Возможны два варианта:

А) Если в качестве открытой передачи выбрать клиноременную (которая размещается между электродвигателем и редуктором), то момент на тихоходном валу редуктора не будет зависеть от передаточного числа открытой передачи:

,

Определим крутящий момент на тихоходном валу

,

По тихоходному расчетному моменту выбираем редукторы:

Таблица 2.

Из таблицы 2. можно заключить, что данный вариант не является приемлемым, так как редукторы не подходят из-за явного отличия моментов на тихоходном валу редуктора ТН (табличное) от ТТ расчетное.

В) Если в качестве открытой передачи выбрать открытую коническую передачу после редуктора, то тихоходный момент на рабочем валу будет зависеть от передаточного числа открытой передачи:

Tт =

Таблица 3.

Остальные редукторы не подходят из-за явного отличия Тн от Тт расчетное.

Исходя из выше сказанного, можно сделать единственно правильное решение - выбираем редуктор Ч-160-8-51-1-Ц, (эскиз редуктора представлен на стр. 19) Тн=1250 Нм.

Так как мы разрабатываем привод к аппарату с мешалкой с вертикальным рабочим валом, в качестве открытой передачи лучшим вариантом является зубчатая коническая передача с углом поворота осей и = 2,5.

Схема привода:

Рис. 3.1 Схема привода к аппарату с мешалкой

1 - Электродвигатель;

2 - Муфта;

3 - Быстроходный вал;

4 - Подшипники качения;

5 - Червячный редуктор;

6 - Тихоходный вал;

7 - Подшипники скольжения;

8 - Открытая коническая передача;

9 - Рабочий вал;

Данная схема является лучшим вариантом, так как она позволяет получить большие передаточные числа в одной ступени, меньшие габаритные размеры, требует меньше денежных затрат.

3.2 Краткое описание работы привода

Источником механической энергии в данном приводе является асинхронный электродвигатель. На валу двигателя установлена муфта втулочно-пальцевая, которая соединяет его с быстроходным валом (червяком) червячного редуктора (Ч-160-8), который служит для увеличения вращающего момента посредством уменьшения угловой скорости вращения и имеет передаточное число =8.

К достоинствам червячных передач относятся: плавность зацепления и бесшумность работы; повышенная кинематическая точность; большие передаточные числа, плавность зацепления, компактность.

Существенный недостаток: значительное геометрическое скольжение в зацеплении и связанные с этим трение, повышенный износ, склонность к заеданию, нагрев передачи и сравнительно низкий КПД, применение цветных металлов в изготовлении.

Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещаются элементы передачи - колесо, червяк, валы, подшипники и т.д. Данный редуктор имеет конструкцию корпуса, которая обеспечивает требуемую жесткость конструкции, виброакустические свойства, имеет минимальную металлоемкость. Для повышения жесткости служат ребра, располагаемые у приливов подшипников.

Далее тихоходный вал редуктора предает вращающий момент конической шестерне, которая на прямую, соединена с ним.

Плюсами конических передач является: плавность зацепления и бесшумность работы; высокий КПД; небольшие нагрузки на опоры и валы. Недостаток, обусловлен геометрией зубьев, что ведет к возникновение осевых сил, а также дороговизна и сложность изготовления колёс.

Вал, соединенный с колесом ОКП, является рабочим валом привода, которой соединен с мешалкой. На данных участке привода также происходит увеличение крутящего момента.

Редуктор и электродвигатель установлены на опорной конструкции - сварной раме. Она воспринимает и передает на фундамент действующие, на машину нагрузки и обеспечивает правильность расположения узлов в процессе эксплуатации. Сварная рама выполнена из швеллеров, по сравнению с литой плитой эта конструкция дешевле, легче примерно в 2 раза, имеет достаточную жесткость, поэтому надобность в специальных ребрах жесткости отпадает.

4. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Цель: а) выбрать электродвигатель; б) кинематический расчет привода.

Данные к расчету:

=20,5 ; =8; =2,5;

=21,8 кВт;

=73 об/мин;

=1500 об/мин;

1. Определяем общий КПД привода.

,

где - КПД муфты;

- КПД червячной передачи;

- КПД подшипников качения;

- КПД открытой конической передачи;

- КПД подшипников скольжения;

= 0,98 • 0,8 • (0,99)2 • 0,955 • 0,9 • 0,98 = 0,719

2. Определяем требуемую рабочую мощность электродвигателя.

,

где - рабочая мощность электродвигателя;

N РВ.- мощность на рабочем валу;

- общий КПД привода;

= = 30,3 кВт

Выбираем электродвигатель с номинальной мощностью Nэлн = 30 кВт;

Перегрузка электродвигателя составляет N = , что меньше 5 % -- допускается.

Принимаем электродвигатель 4А180М4Y3, Nэлн = 30 кВт;

= 1500 об/мин;

S = 1,9 %.

3. Определяем асинхронную частоту вращения электродвигателя:

,

где - асинхронная частота вращения вала электродвигателя;

n с - синхронная частота вращения вала электродвигателя;

S - коэффициент скольжения;

4. Определяем общее передаточное отношение

UОБЩ = = = 20,5

5. Определяем частоту вращения каждого вала привода:

Вала электродвигателя: n ас = 1497,3 об/мин;

Быстроходного вала редуктора: n ас = n Б = 1497,3 об/мин;

Тихоходного вала редуктора: n Т = = = 187,16 об/мин;

Рабочего вала: nр.в. = = 74,9 об/мин.

Совпадает с заданным значением, с отклонением в 2,6% , что допустимо

6. Определяем мощность на каждом валу:

N РЭЛ = 30,3 кВт;

NБ = N РЭЛ ••=30,3•0,98•0,99=29,4 кВт;

NТ = NБ ••=29,4•0,8•0,99=23,3 кВт;

Nр.в. = NТ ••=23,3•0,985•0,955=21,9 кВт;

Совпадает с заданным значением Nр.в = 21,8 кВт с отклонением 0,46%, что допускается.

7. Определяем моменты на каждом валу:

,

где - крутящий момент на i-валу;

- мощность на i-валу; - частота вращения на i-валу;

TЭЛ = = = 193,2 H•м;

TБ = = = 187,5 H•м;

TТ = == 1188,8 H•м;

Tр.в = = = 2779,3 H•м;

8. Определяем угловые скорости вращения валов:

щЭЛ = == 156,7 рад/с;

щБ = щЭЛ=156,7 рад/с;

щТ = ==19,6 рад/с;

щРВ. = = 7,84 рад/с;

Сводим данные кинематического расчета в таблицу:

Таблица 4.

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

Основные размеры электродвигателя:

Таблица 5.

Эскиз электродвигателя 4А180М4Y3 представлен на стр. 13

5. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ (РЕДУКТОРНОЙ) ПЕРЕДАЧИ

Цель расчета: а) определение геометрических и силовых параметров передачи для последующего расчета вала;

б) определение скорости скольжения и контактного напряжения (для выбора смазочных материалов).

Данные к расчету: UРЕД = 8; а = 160 мм; ТБ = 187,5 Н•м;

ТТ = 1188,8 Н•м; nБ = 1497,3 об/мин

1. Задаем число заходов червяка:

Так как передаточное отношение в редукторе UРЕД = 8, то принимаем заходность червяка Z1 = 4, тогда число зубьев колеса:

2. Коэффициент диаметра червяка принимаем равным:

q=0,25•Z2=0,25•32=8

3. Определяем межосевой модуль зацепления:

мм;

По первому ряду ГОСТ 19672- 74 принимаем m=8 мм.

4. Уточняем межосевое расстояние:

мм;

Коэффициент смещения x по условию неподрезания и незаострения зубьев колеса допускается -1 ? x ? +1;

xмм

5. Определяем основные геометрические параметры червячной передачи:

Основные размеры червяка:

1) делительный диаметр: 8•8 = 64 мм;

2) начальный диаметр: (8+2•0) •8 = 64 мм;

3) диаметр вершин витков: 64+2•8=96 мм;

4) диаметр впадин червяка: 64-2,4•8 = 44,8 мм, по ГОСТу 6636-69 принимаем = 45 мм;

5) делительный угол подъема линии витка: , откуда ;

6) начальный угол подъёма линии витка: , откуда ;

7) длина нарезной части червяка: при x=0, Z1 = 4

(12,5+0,09) • 8 +25=148, по ГОСТу 6636-69 принимаем = 150мм;

Основные размеры червячного колеса:

1) делительный диаметр: мм;

2) диаметр вершины зубьев: (32+2+2•0) • 8 = 272 мм;

3) диаметр впадин зубьев: (32-2,4+2•0) • 8 =236,8 мм, по ГОСТу 6636-69 принимаем = 240 мм;

4) наибольший диаметр колеса: мм;

5) ширина венца: мм, по ГОСТу 6636-69 принимаем = 67 мм;

6) условный угол обхвата венцом червяка: , откуда

6. Определяем действительную скорость скольжения в передаче:

м/с;

Вычисляем КПД передачи: где делительный угол подъема витка червяка;

- приведённый угол трения; град

Данное значение входит в пределы з = 0,82…0,92 при Z1 = 4

7. Определяем конструктивные параметры червячного колеса:

1) минимальный диаметр вала под колесом:

мм,

по стандартному ряду валов принимаем = 90 мм

2) диаметр ступицы dcт = (1,6…1,8) • dТ(Z2) = (1,6…1,8)•90 = (144…162) мм

принимаем dcт = 150 мм

3) длина ступицы lcт= (1,2…1,8) • dТ(Z2) = (1,2…1,8)•90 = (108…162)мм

принимаем lcт= 110 мм

4) толщина обода д1 = д2 = 2 • m = 2 • 8 = 16 мм

5) внутренний диаметр обода Dо = df2- 2 • д 1= 245,5 - 2 •10 = 225,5 мм

6) толщина диска с = (0,2…0,3) • b2 = (0,2…0,3) • 67 = (13,4…20,1) мм

принимаем с = 17 мм

7) диаметр осей отверстий (конструктивно)

Dотв =

8) диаметр винта d = (1,2…1,5) •m = (1,2…1,5) • 8 = (9,6…12) мм

9) длина винта lв= (0,3…0,4) • b2= (0,3…0,4) • 67 = (20,1…26,8)мм

8. Вычисляем силы, действующие в зацеплении:

окружная сила Ft2 =Fa1 = кН;

радиальная сила Fr1 = Fr2= Ft2 • tg = 9,29 • tg = 3,38 кН;

осевая сила Fa2 = Ft1 = кН;

9. Определяем контактное напряжение зубьев колеса:

,

где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки,

при постоянной нагрузке КHB = 1; [1, с.93, табл. 6.4]

КHV - коэффициент динамической нагрузки,

при качественно изготовленной передаче КHV =1; [1, с.98, табл. 6.7]

= 257,13 МПа;

10. Определяем изгибное напряжение зубьев колеса:

;

где KFB = KHB ; KFV = KHV ;

YF2 - коэффициент формы зуба колеса [1, с.115, табл. 6.18], выбирается в зависимости от эквивалентного числа зубьев:

Zэкв = Z2

YF2 = 1,9 , тогда

= 23,8 МПа

На основании расчетных контактных и изгибных напряжений можно предположить, что в данных условиях венец колеса изготовлен из оловянистой бронзы БрО10Ф1 (центробежная отливка) с пределом прочности уВ = 285 МПа [3, с.54, табл. 3.5] и пределом текучести уТ = 165 Мпа [3, с.54, табл. 3.5], который будет работать в паре с полированным червяком из стали 18ХГТ с твердостью поверхности витков более 420 HВ [7].

Для указанного материала колеса обеспечивается допускаемое контактное напряжение и изгибная прочность.

Эскиз червячной передачи представлен на стр. 18

6. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПРЯМОЗУБОЙ КОНИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

Цель расчета: определение геометрических и силовых параметров передачи;

Данные к расчету: UОКП = 2,5; ТТ = 1188,8 Н•м;

Расчет будем проводить по методике, указанной в [1, с.100]

1. Выбираем материал передачи:

Материал шестерни:

СЧ 40, для которого

; HB = 200; [1, с.10, табл. 2.2]

Материал колеса:

СЧ 25, для которого

; HB = 250; [1, с.10, табл. 2.2]

2. Задаем число зубьев колеса и шестерни:

Число зубьев шестерни: , тогда

Число зубьев колеса: 28•2,5 = 70

3. Определяем допускаемые изгибные напряжения:

,

где - коэффициент долговечности, = 1; [1, с.10, табл. 2.2]

- коэффициент влияния двустороннего приложения нагрузки, =1 [1, с.90]; - коэффициент безопасности, = 1,75; [1, с.90]

- коэффициент градиента напряжений и чувствительности материала к концентрации напряжений, = 0,95; [1, с.90, табл. 6.2]

1) шестерня: МПа;

2) колесо: МПа;

Определяем, по какому зубу, колеса или шестерни, необходимо выполнить расчет:

- коэффициент формы зуба [1, с.98, табл. 6.8], выбирается в зависимости от (эквивалентного) числа зубьев: или

Шестерня:

Колесо:

Так как , то расчет следует вести по колесу.

4. Определяем модуль зацепления:

,

где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца [1, с.99, табл. 6.9]

, тогда =1,5

Откуда

мм

Учитывая повышенный износ зубьев открытых передач, значение m увеличивают в 1,5..2 раза, окончательно принимаем m=6 мм.

5. Определяем основные геометрические параметры конической передачи:

1) внешний делительный диаметр:

мм, мм;

2) внешнее конусное расстояние: мм;

3) ширина зубчатого венца: ,

где - коэффициент ширины зубчатого венца, = 0,285, откуда

мм, по ГОСТу 6636-69 принимаем 85 мм;

4) среднее конусное расстояние:

мм;

5) средний окружной модуль: мм;

6) средний делительный диаметр:

мм, мм;

7) внешняя высота зуба: мм, принимаем 13 мм;

8) внешняя высота головки зуба: мм;

9) внешняя высота ножки зуба: мм;

10) угол делительного конуса шестерни:

, откуда

, откуда

11) внешний диаметр вершин зубьев:

по ГОСТу 6636-69 принимаем мм, мм ;

12) внешний диаметр впадин зубьев:

13) угол ножки зуба:

14) угол головки зуба:

15) диаметр ступицы:

мм, принимаем 116 мм ;

Определим min диаметр вала под колесо:

мм,

по стандартному ряду валов принимаем =100 мм, тогда

мм;

16) длина ступицы:

мм, принимаем 80 мм;

мм, принимаем 125 мм;

17) толщина обода: мм, принимаем

=20 мм

18) внутренний диаметр обода:

мм;

19) толщина диска: =40 мм, принимаем с = 40 мм

20) диаметр отверстия: мм.

6. Проверка зубьев на выносливость:

,

где - коэффициент распределения нагрузки между зубьями [1, с.99], при 9 степени точности = 1;

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца,

=1,5;

- коэффициент динамической нагрузки, = 1, [1, с.98, табл. 6.7]

МПа,

Так как , то можем утверждать, что данная коническая передача вполне выдержит передаваемую нагрузку и будет работать в нормальных условиях.

7. Определяем силы, действующие в контакте зубьев зацепляющихся конических колес:

1) Окружная сила: 16,5 кН,

2) Радиальная сила:

3) Осевая сила:

Механические характеристики материалов открытой прямозубой конической передачи:

Таблица 6.

Параметры открытой прямозубой конической передачи, мм

Таблица 7.

Таблица 8.

Эскиз зубчатой конической передачи представлен на стр. 26

7. РАСЧЕТ РЕДУКТОРНОГО ВАЛА С КОНСОЛЬНОЙ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ НА СЛОЖНОЕ СОПРОТИВЛЕНИЕ

Цель расчета: проверить на прочность, на деформацию изгиба с кручением тихоходный вал червячного редуктора с консольной шестерней открытой конической передачи;

Данные к расчету: ТТ = 1188,8 Н•м; nТ =187,16 об/мин; a=160 мм;

=9,29 кН; =3,38 кН; =5,86 кН; =256 мм; (для червячной передачи)

=16,5 кН; =5,5 кН; =2,2 кН; =168 мм; (для конической передачи)

=70 мм; =140 мм;

1. Выбираем трехмерную систему координат. Задаем направление вращения («на нас») и составляем схему нагружения вала (рис.14.1).

Рис. 7.1 Тихоходный вал

2. Определяем расстояния между точками приложения нагрузок от конической передачи (по эскизу вала на стр. 34):

;

;

где l вых. - длина выходного конца вала;

X - расстояние от конца вала до полюса зацепления открытой конической передачи (определяется по эскизу ОКП);

Y - расстояние от подшипника до участка под колесо;

Bп.к - ширина подшипника;

lст(Z) - длина ступицы колеса.

Определяем дополнительные данные необходимые для расчета:

1) X = 38 мм;

2) предварительный выбор подшипника:

Предварительно выбираем тип подшипника: >1, откуда выбираем подшипник РК №7615 (средней серии), Bп.к = 55 мм , D = 160 мм;

3) выбор крышки:

Назначаем диаметр под подшипником: dп.к = 75 мм, тогда выбираем

Крышку глухую (Крышка 11-16075 ГОСТ 18512 - 73) и крышку сквозную (Крышка 11-160 ГОСТ 18511 - 73), откуда = 10 мм;

Тогда

мм;

=15 мм;

=102 мм;

3. Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости:

В горизонтальной плоскости XOZ на вал действуют окружные силы в червячной передаче Ft2, Ft3 и силы реакции в подшипниках Rаx, Rbx.

Определяем реакции Rаx, Rbx:

А) , откуда

кН;

Б) , откуда

кН;

Проверка:

Реакции определены верно.

Находим изгибающие моменты:

В сечении 1-1 (справа) внутренний изгибающий момент =0, т.к. отсутствуют внешние моменты в этой плоскости.

;

при ; Н•м;

при ; Н•м;

В сечении 2-2 (слева)

;

при ; Н•м;

при ; Н•м;

В сечении 3-3 (справа)

;

при ; Н•м;

при ; Н•м;

В сечении 3-3 (слева)

;

при ; Н•м;

при ;

Н•м;

4. Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости:

В вертикальной плоскости YOZ на вал действуют внешние радиальные и осевые силы Fr2, Fr3, Fa2, Fa3 и реактивные силы в подшипниках Ray; Rby.

При переносе осевых сил на ось вала в соответствии с теоремой Пуансо необходимо добавить в данных сечениях пары сил с моментами, равными моментам переносимых сил относительно точки перенесения:

М а2 = F a2 • d2/2 = 5,86 • 256 /2 = 750 Н•м;

М а3 = F a3 • de3 /2 = 2,2 • 168/2 = 184,8 Н•м

Определяем реакции Ray, Rby:

А) , откуда

=13,735кН;

Б) , откуда

кН,

Ray = - 4,855 кН, следовательно изначально направление Ray было выбрано не верно. Направляем реакцию в обратную сторону: R'ay = 4,855 кН

Проверка:

Реакции определены верно.

Находим изгибающие моменты:

В сечении 1-1 (справа) внутренний изгибающий момент в вертикальной плоскости равен внешнему изгибающему моменту:

;

при ; Н•м;

при ; Н•м;

В сечении 2-2 (слева)

;

при ; Н•м;

при ; Н•м;

В сечении 3-3 (справа)

;

при ; Н•м;

при ;

= Н•м;

В сечении 3-3 (слева)

;

при ; Н•м;

при ;

Н•м;

8. Определяем крутящий момент, действующий на вал:

Между колесом (Z2 ) и шестерней (Z3) действует внутренний крутящий момент Мкр = ТТ = 1188,8 Н•м.

Строим эпюры внутренних изгибающих и крутящего моментов (рис.8.2).

На основании анализа эпюр, следует заключить, что опасным является сечение под подшипником B, где при всех видах деформации момент максимален.

Суммарный изгибающий (приведенный) момент в этом сечении:

= 2382,97 Нм

Эквивалентный момент:

= 2663,3 Нм

Рис. 7.2. Схема нагружения тихоходного вала

и эпюры внутренних и крутящего моментов

Диаметр вала в опасном сечении:

где [-1] - допускаемое напряжение на изгиб, зависит от материала вала.

Может быть определено по эмпирической формуле:

[-1] = 0,0868 • ув,

где ув - предел прочности материала вала [1, с.8, табл. 2.1].

Принимаем, что вал изготовлен из стали 40Х: ув = (780…930) МПа [1, с.8, табл. 2.1], тогда

[-1] = 0,0868 • 930 = 80 МПа

Тогда минимально необходимый диаметр вала в опасном сечении под подшипником равен:

d Т(ПК) ? = 69,3 мм.

Ближайшее стандартное значение диаметра вала под подшипником - 71 мм. При конструировании вала под подшипниками был назначен диаметр 75 мм, следовательно, вал удовлетворяет условию прочности на изгиб с кручением.

Подшипник 67615 - ГОСТ 27365 - 87

Рис.8.2 Подшипник ГОСТ 27365-87

Параметры подшипника приведены в табл.9.

Рис. 10.1. Шпонка призматическая (ГОСТ 23360-78)

1. Выбираем материал шпонки: (расчет ведем по чугуну)

,

где - напряжение смятия;

[у см] = (55 - 80) МПа, при чугунной ступице колеса, [6, с.114, прилож.19]

Тогда

=0,7•(55..80) = 38,5..56 МПа;

2. Выбираем шпонку:

Для соединения тихоходного вала со ступицей конической шестерни при d=70 мм подбираем призматическую шпонку:

Шп 201256..220 при b=20 мм; h=12 мм; t2=4,9мм; t1=7,5ммА) Исполнение А:

мм;

мм;

Б) Исполнение В:

мм;

3. Определяем напряжения смятия и условия прочности:

,

где ТT -момент на тихоходном валу, Нм;

l раб. - рабочая длина шпонки, мм;

[см]' - допускаемое напряжение смятия, МПа.

А) Исполнение А:

,

условие не выполняется, тогда Шп 2012110 не подходит.

Б) Исполнение В:

,

условие выполняется, тогда Шп 2012130 подходит.

Таким образом для посадки конической шестерни на тихоходный вал редуктора выбираем: Шпонка 2012130 ГОСТ 23360-78

Параметры шпонки Таблица 10.

1. Определяем максимальный крутящий момент в муфте:

Максимальный крутящий момент, который может возникнуть в муфте, определяем с учетом коэффициента режима работы:

KР - коэффициент режима работы, KБ =(2,0..3,0), [6, с.114, прилож.19];

Тогда

Н•м

2. Выбираем муфту:

По определенным значениям выбираем муфту втулочно-пальцевую:

МУВП 500 - 48 - I.1 - 40 - I.1 - УЗ ГОСТ 21424 - 75 [2, с.169, табл. МУВП]

Рис. 10.1 Муфта втулочно-пальцевая (ГОСТ 21424 - 75)

1. Выбираем сорт масла:

По значениям расчетного контактного напряжения в зубьях H2 и фактической окружной скорости в передаче Vs по ГОСТу 17479.4 - 87 выбираем масло И-Т-Д-220 [3, с.241, табл. 10.29].

2. Выбираем систему смазывания:

Рис. 11.1 Схема определения уровня масла в редукторе

Используем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы червяк был в него погружен на глубину hм:

В червячных редукторах при нижнем расположении червяка:

hм (0,1..0,5)•d1 =(0,1..0,5)•40 = 4..20 мм;

При этом

hм min = 2,2•m =2,2•818 мм.

При вращении червяка масло будет увлекаться его витками, смазывая при этом зубья колеса, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса, откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей, в том числе и подшипники.

3. Определяем объем масляной ванны:

V = (0,3..0,8) • NБ = (0,3..0,8) • 29,49..23 л;

Контроль уровня масла производится пробками уровня, которые ставятся попарно в зоне верхнего и нижнего уровней смазки. Для слива масла предусмотрена сливная пробка. Заливка масла в редуктор производится через съемную крышку.

4. Подбор маслоуказателя:

Для контроля за уровнем масла в корпусе устанавливают маслоуказатели.

Для нашего случая рекомендуем для использования следующие маслоуказатели:

А) жезловый маслоуказатель:

Рис. 11.2 Жезловый маслоуказатель

Является наиболее удобным для осмотра, прост в конструкции, надежен, легко заменяем.

Б) круглый маслоуказатель:

На Рис.11.3 изображен круглый маслоуказатель, через нижнее отверстие в стенке корпуса масло проходит в полость маслоуказателя; через верхнее отверстие маслоуказатель сообщается с воздухом в корпусе редуктора.

Рис. 11.3 Круглый маслоуказатель

11. 2 Тепловой расчет редуктора

В червячной передаче имеют место большие потери мощности на трение, вследствие чего наблюдаются значительные тепловыделения. Для обеспечения нормальной работы необходимо определить температуру масла в редукторе и выполнение условия:

,

где [t]м - допускаемая температура нагрева масла, [t]м=80…95єС.

Температура масла tм в корпусе червячной передачи при непрерывной работе без искусственного охлаждения определяется по формуле:

,

где - мощность, передаваемая червяком, Вт;

- коэффициент теплопередачи, = 9..18 Вт/(•град), =17,5 принимаем [3, с.260];

- КПД червячной передачи;

- температура воздуха вне редуктора, = 20єС;

F - площадь поверхности редуктора,

где - межосевое расстояние, м;

Откуда

Тогда температура масла tм в корпусе:

 єС

Условие tм [t]м не выполняется.

В связи с высокой температурой в редукторе необходимо применить принудительную циркуляция масла с водяным охлаждением, для того чтобы привести температуру масла в редукторе к норме.

Порядок и принцип проектирования рам заключается в определении длины рамы с последующим подбором профиля швеллера.

1. Определяем длину рамы L:

Длину рамы определяем конструктивно:

2. Определяем высоту рамы H,выбор базисного швеллера:

Высоту рамы Н, в значительной мере определяющую жесткость, можно ориентировочно оценить по эмпирической зависимости

Н = (0,12 …0,15) L,

где L - длина рамы;

Тогда

мм

Принимаем H = 140 мм, предварительно выбирая швеллер №14 ГОСТ 82/10--72.

Ширина полки базового швеллера должна быть такой, чтобы выполнялось условие

[b - s ] > [ D + 2 • (3…5)] мм,

где b - ширина полки швеллера,

s ? толщина стойки швеллера,

D ? диаметр описанной окружности головки анкерного болта, (3…5) ? расстояние от головки болта до стойки и до края швеллера;

Диаметр и число фундаментных болтов выбирают в зависимости от длины или развернутой длины опорной конструкции по таблице [5, с.247].

Принимаем, что вся сворная рама будет закрепляться на произвольной площадке фундаментальными болтами М 20.

Тогда

[58 - 4,9 ] > [ 33,3 + 2 • (3…5)] мм

53,1 > 43,3 мм

Условие выполняется. Окончательно принимаем базисный швеллер №14 ГОСТ 82/10--72 (под электродвигатель и редуктор).

3. Сборка привода:

Для создания опроно-базовых поверхностей под двигатель и редуктор на раме размещаем платики (пластины) в виде узких полос. Ширину и длину платиков принимают большими, чем ширина и длина опорных поверхностей электродвигателя и редуктора.

Платики изготавливаем из стальных горячепрокатных полос ГОСТ 103-76, шириной в 45 мм и высотой 5 мм [4, Т1, с.127, табл 32], в которых сверлим отверстия под крепежные болты двигателя и редуктора.

При установке на раму:

а) электродвигатель закрепляется болтами М14 ГОСТ 7798-70 с соответствующими шайбами 14-65Г ГОСТ 6402-70 и гайками М14 ГОСТ 5915-70, [1].

б) редуктор закрепляется болтами М20 ГОСТ 7798-70 с соответствующими шайбами 20-65Г ГОСТ 6402-70 и гайками М20 ГОСТ 5915-70, [1].

На внутреннюю поверхность полок наваривают или накладывают косые шайбы, выравнивающие опорную поверхность под головками болтов (под гайками). Для анкерных болтов М20 выбираем косые шайбы 20.01 ГОСТ 10806-66 , [6, с.170, табл 112].

Предусматриваем закрепление на раме кожухов для укрепления и ограждения муфты, соединяющей валы электродвигателя и редуктора.

Эскиз сварной рамы привода представлен на стр.48 (двигатель, редуктор, муфта изображены условно, что было сделано для определения длины рамы).

3. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: учеб. пособие. - М.: Высшая школа, 1991.

4. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. -8-е изд. перераб. и доп. Под ред. И.Н.Жестковой. - М.: Машиностроение, 1999

5. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин: [Учеб. пособие для технич. вузов], - Мн.: Выш. школа, 1978

6. Киселев Б.Р. Справочник технических сведений для курсового проекта «Детали машин и основы конструирования», «Механика» / Б.Р. Киселев, В.В. Бойцова, Т.Г. Комарова; Иван. гос. хим. - технол. ун-т.- Иваново, 2010.- 183с.