Проектирование привода к барабану гранулятора

Федеральное агентство по образованию Российской Федерации ГОУВПО

«Ивановский государственный химико-технологический университет»

кафедра «Механика»

«Расчётно-пояснительная записка к курсовому проекту по механике»

Выполнил: студент гр.3−31 Чуловский А.Л.

Проверил: Киселёв Б.Р.

Иваново, 2005

1. Задание Спроектировать привод к барабану гранулятору. Мощность на рабочем валу 35 кВт. Частота вращения рабочего вала 15об/мин.

2. Кинематический расчёт привода и выбор электродвигателя

2.1 Общее передаточное число привода:

где

nс — синхронная частота вращения вала электродвигателя

nрв — частота вращения рабочего вала Выбираем двухступенчатый редуктор с открытой цепной передачей.

2.2 Общее передаточное число разбиваем по ступеням механических передач:

где

Uпр — общее передаточное число привода

Uцп — передаточное число цепной передачи

Uр — передаточное число редуктора

2.3 Определяем общий КПД привода:

где

— КПД закрытой зубчатой передачи

— КПД подшипников качения

— КПД открытой цепной передачи

2.4 Расчетная мощность электродвигателя равна:

2.5 Выбираем электродвигатель, таким образом, чтобы фактическая перегрузка двигателя не превышала 5%, а недогрузка — 15%:

Выбираем двигатель 4А250M8УЗ. Для этого двигателя:

S=1.4% - номинальное скольжение

N=45 кВт — мощность электродвигателя

n=750 об/мин — синхронная частота вращения Выбранный электродвигатель подходит, т.к. значение недогрузки укладывается в установленный интервал.

4А250M8УЗ

4 — порядковый номер серии

А — асинхронный

250 — высота оси вращения

M — установочный размер по длине страницы

8 — число полюсов УЗ — работа в зоне с умеренным климатом

l1=170мм l10=368мм l2=140мм l30=1170мм l31=190мм l33=1350мм d1=75мм d10=24мм d2=65мм d30=660мм d33=64мм h=280мм h1=14мм h2=11мм h10=30мм h33=700мм h5=85.0мм h6=69.5мм b1=22мм b10=457мм b2=16мм m=785кг

2.6 Асинхронная частота вращения вала электродвигателя равна где

nс — синхронная частота вращения вала электродвигателя

S — номинальное скольжение

2.7 Уточняем передаточное отношение Принимаем U/цп равным 2.5

Так как отклонение от исходного параметра скорости 1,4% < 3%, то принимаю Uцп=2,5

2.8 Определим моменты на валах

2.9 Определим скорости на валах:

3. Расчёт закрытых цилиндрических зубчатых передач

3.1 Расчёт первой ступени

3.1.1 Выбор материала Выбираю материал шестерни — Сталь 45+улучшение по ГОСТ 1050–88 с твердостью НВ1300 [1], материал колеса 45+улучшение по ГОСТ 4543–71 с твердостью НВ1280. Так как шестерня воспринимает большое число циклов нагружения, поэтому твердость материала шестерни выбирают больше, чем колеса и дальнейший расчёт производят по колесу.

3.1.2 Расчёт первой ступени по контактным напряжениям

3.1.2.1 Определение допускаемого контактного напряжения предел контактной выносливости поверхностей зубьев при базовом числе циклов нагружения, МПа;

[1];

Определим время работы передачи,

ресурс работы машины в годах, 12лет;

число рабочих дней в году, 300дней;

число смен, 2 смены;

продолжительность работы за смену, 8 часов;

коэффициент долговечности, так как ресурс работы данной машины предусмотрен более 10 000 часов, зубчатые колёса имеют твердость поверхности зубьев < НВ550 и частота вращения n.8,3об/мин, принимаю

[1];

коэффициент безопасности, так как колесо с однородной структурой материала и получено улучшением, принимаю

[1];

3.1.2.2 Определение ориентировочного межосевого расстояния исходный крутящий момент;

коэффициент зависящий от вида передачи, так как в моём случае прямозубая передача, то принимаю

[1];

коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца;

коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния, зависит от расположения колёс относительно опор и от твёрдости материала, так как нагрузка несимметричная и твёрдость < НВ350, то принимаю

[1];

коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно диаметра;

При принимаю [1];

3.1.2.3 Выбираю модуль в интервале выбираю модуль и согласую с ГОСТ 9563–60

3.1.2.4 Определение суммарного числа зубьев

3.1.2.5 Определение числа зубьев шестерни и колеса

принимаю

3.1.2.6 Уточняем межосевое расстояние Принимаем, значение, которое является стандартным и соответствует ГОСТ 2185–66.

3.1.2.7 Определение параметров зубчатых колёс в соответствии с ГОСТ 16 532–70

Таблица 3.1. Основные параметры зубчатых колёс.

3.1.2.8 Определение окружной скорости передачи Задаю 8 степень точности изготовления зубчатой передачи в соответствии с ГОСТ 1643–81.

3.1.2.9 Определение сил действующих в зацеплении окружная сила радиальная сила угол зацепления, осевая сила

3.1.2.10 Проверка расчётных контактных напряжений коэффициент формы сопряжённых поверхностей зуба, так как передача прямозубая, то ;

коэффициент суммарной длины контактных линий

коэффициент торцевого перекрытия

коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями, так как прямозубая передача, то принимаю

[1];

коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, принимаю

[1];

коэффициент динамической нагрузки, возникающей в зацеплении, принимаю

[1];

Определим % недогрузки:

3.1.3 Расчёт первой ступени по изгибным напряжениям

3.1.3.1 Определение допускаемого напряжения изгиба предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа;

коэффициент долговечности, так как n>6.66, то принимаю

[1];

коэффициент влияния двухстороннего приложения нагрузки, при одностороннем приложении [1];

коэффициент безопасности,

;

коэффициент нестабильности свойств материала зубчатого колеса и ответственности зубчатой передачи;

[1];

коэффициент способа получения заготовки зубчатого колеса;

(для поковок) [1];

коэффициент градиента напряжений и чувствительности материала к концентрации напряжений, зависит от модуля, так как модуль, то принимаю

[1];

3.1.3.2. Определение коэффициента формы зуба в соответствии с ГОСТ 21 354–87, по известному числу зубьев

[1];

3.1.3.3 Определение отношения

Так как >, то расчёт по изгибным напряжениям производим по колесу.

3.1.3.4 Проверка расчётных изгибных напряжений

коэффициент формы зуба;

[1];

коэффициент наклона зуба;

так как передача прямозубая;

момент на валу, ;

коэффициент распределения нагрузки между зубьями, при 8 степени точности принимаю

;

коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца при принимаю

[1];

коэффициент динамической нагрузки, зависящий от степени точности и от твердости, принимаю

[1];

.

3.2 Расчёт второй ступени

3.2.1 Выбор материала Выбираю материал шестерни — Сталь 45+улучшение по ГОСТ 4543–71 с твердостью НВ3300 [1], материал колеса 45+улучшение по ГОСТ 4543–71 с твердостью НВ4280. Так как шестерня воспринимает большое число циклов нагружения, поэтому твердость материала шестерни выбирают больше, чем колеса и дальнейший расчёт производят по колесу.

3.2.2 Расчёт первой ступени по контактным напряжениям

3.2.2.1 Определение допускаемого контактного напряжения предел контактной выносливости поверхностей зубьев при базовом числе циклов нагружения, МПа;

[1];

Определим время работы передачи,

ресурс работы машины в годах, 12лет;

число рабочих дней в году, 300дней;

число смен, 2 смены;

продолжительность работы за смену, 8 часов;

коэффициент долговечности, так как ресурс работы данной машины предусмотрен более 10 000 часов, зубчатые колёса имеют твердость поверхности зубьев < НВ550 и частота вращения n.8,3об/мин, принимаю

[1];

коэффициент безопасности, так как колесо с однородной структурой материала и получено улучшением, принимаю

[1];

3.2.2.2 Определение ориентировочного межосевого расстояния исходный крутящий момент;

коэффициент зависящий от вида передачи, так как в моём случае прямозубая передача, то принимаю

[1];

коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца;

коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния, зависит от расположения колёс относительно опор и от твёрдости материала, так как нагрузка несимметричная и твёрдость < НВ350, то принимаю

[1];

коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно диаметра;

При принимаю [1];

3.2.2.3 Выбираю модуль в интервале выбираю модуль и согласую с ГОСТ 9563–60

3.2.2.4 Определение суммарного числа зубьев

3.2.2.5 Определение числа зубьев шестерни и колеса

принимаю

3.2.2.6 Уточняем межосевое расстояние Принимаем, значение которое является стандартным и соответствует ГОСТ 2185–66.

3.2.2.7 Определение параметров зубчатых колёс в соответствии с ГОСТ 16 532–70

Таблица 3.1. Основные параметры зубчатых колёс.

3.2.2.8 Определение окружной скорости передачи Задаю 8 степень точности изготовления зубчатой передачи в соответствии с ГОСТ 1643–81.

3.1.2.9 Определение сил действующих в зацеплении окружная сила радиальная сила угол зацепления, осевая сила

3.2.2.10 Проверка расчётных контактных напряжений коэффициент формы сопряжённых поверхностей зуба, так как передача прямозубая, то ;

коэффициент суммарной длины контактных линий

коэффициент торцевого перекрытия

коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями, так как прямозубая передача, то принимаю

[1];

коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, принимаю

[1];

коэффициент динамической нагрузки, возникающей в зацеплении, принимаю

[1];

Определим % недогрузки:

3.2.3 Расчёт первой ступени по изгибным напряжениям

3.2.3.1 Определение допускаемого напряжения изгиба предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа;

коэффициент долговечности, так как n>6.66, то принимаю

[1];

коэффициент влияния двухстороннего приложения нагрузки, при одностороннем приложении [1];

коэффициент безопасности,

;

коэффициент нестабильности свойств материала зубчатого колеса и ответственности зубчатой передачи;

[1];

коэффициент способа получения заготовки зубчатого колеса;

(для поковок) [1];

коэффициент градиента напряжений и чувствительности материала к концентрации напряжений, зависит от модуля, так как модуль, то принимаю

[1];

3.2.3.2 Определение коэффициента формы зуба в соответствии с ГОСТ 21 354–87, по известному числу зубьев

[1];

3.2.3.3 Определение отношения

Так как >, то расчёт по изгибным напряжениям производим по колесу.

3.2.3.4 Проверка расчётных изгибных напряжений

коэффициент формы зуба;

[1];

коэффициент наклона зуба;

так как передача прямозубая;

момент на валу, ;

коэффициент распределения нагрузки между зубьями, при 8 степени точности принимаю

;

коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца при принимаю

[1];

коэффициент динамической нагрузки, зависящий от степени точности и от твердости, принимаю

[1];

.

4. Расчёт и проектирование открытой цепной передачи Исходные данные:

— - передаваемая мощность;

— - частота вращения ведущей звёздочки;

— - передаточное отношение.

4.1 Выбираю однорядную роликовую цепь в соответствии с ГОСТ 13 568–75

4.2 Задаю число зубьев малой (ведущей) звёздочки в зависимости от передаточного числа и типа цепи

;

4.3. Определение частоты вращения и числа зубьев большой (ведомой звёздочки)

4.4 Определяют шаг цепи

Вычисляю сначала предельное значение шага для цепи:

По вычисленному значению подбирают стандартный шаг выбранного типа цепи:

число рядов цепи, коэффициент эксплуатации, динамический коэффициент, при толчках ,

коэффициент смазки, при периодической смазке ,

коэффициент продолжительности работы, при двухсменной работе ,

коэффициент межосевого расстояния, при ,

коэффициент способа регулировки натяжения цепи, при периодической регулировке ,

коэффициент наклона передачи, при наклоне ,

Принимаю .

4.5 Определение скорости движения цепи

4.6 Определение расстояния между осями ведущей и ведомой звёздочек При условии обхвата цепью ведущей звёздочки оптимальное межосевое расстояние равно:

Принимаю

4.7 Вычисление длины цепи

4.8 Определение количества звеньев

4.9 Уточнение межосевого расстояния передачи

4.10 Вычисление окружного усилия

4.11 Проверка среднего давления в шарнирах проекция опорной поверхности шарнира, для роликовой цепи допускаемое давление в шарнирах роликовой цепи,

[1],

4.12 Проверка цепи по коэффициенту запаса прочности разрушающая нагрузка цепи,

[1];

динамический коэффициент,

;

усилие от центробежной силы, масса 1 м цепи,

;

усилие от провисания цепи,

коэффициент расположения цепи,

так как принимаю вертикальное расположении передачи;

;

допускаемый коэффициент запаса прочности, для роликовой цепи

4.13 Проверка передачи по числу ударов цепи с обеими звёздочками

допускаемое число ударов цепи с обеими звёздочками,

[1];

;

4.14 Для расчёта валов и опор определяю силу. действующую на валы

;

4.15 Вычисление основных геометрических параметров звёздочек По конструктивному выполнению звёздочки для роликовых цепей изготовляются по ГОСТ 591–69.

Профиль звёздочки для роликовой цепи представляет плавную кривую, которая образуется из четырёх участков: впадины АВ, вогнутой поверхности ВС, небольшого прямолинейного прямолинейного участка СD и головки DE.

4.15.1 Вычисление основных геометрических параметров малой (ведущей) звёздочки Вогнуто-выпуклый профиль зуба очерчивается радиусами впадины:

диаметр ролика,

[1];

;

радиус головки зуба,

полвина угла зуба, угол сопряжения,

Радиус зуба в продольном сечении определяется по формуле:

.

Высота профильной части сечения зуба составляет:

Ширина зубчатого венца звёздочки однорядной цепи равна:

расстояние между внутренними пластинами цепи,

Диаметр делительной окружности звёздочки роликовой цепи равен:

Диаметр окружности выступов равен:

Диаметр окружности впадин равен:

.

Основные размеры ступицы звёздочки вычисляются по формулам:

длина ступицы ;

диаметр ступицы ;

4.15.2 Вычисление основных геометрических параметров большой (ведомой) звёздочки Вогнуто-выпуклый профиль зуба очерчивается радиусами впадины:

диаметр ролика,

[1];

;

радиус головки зуба,

полвина угла зуба, угол сопряжения,

Радиус зуба в продольном сечении определяется по формуле:

.

Высота профильной части сечения зуба составляет:

Ширина зубчатого венца звёздочки однорядной цепи равна:

расстояние между внутренними пластинами цепи,

Диаметр делительной окружности звёздочки роликовой цепи равен:

привод электродвигатель передача подшипник Диаметр окружности выступов равен:

Диаметр окружности впадин равен:

.

5. Расчёт и конструирование валов

5.1 Средний вал Материал вала — Сталь 45.

5.1.1 Определение диаметра вала под зубчатым колесом

;

момент на валу,

допускаемое напряжение кручения,

lст=(0,8−1,5)*dв=(0,8−1,5)*85=68−127,5

lст=128мм Принимаем которая является стандартным в соответствии с ГОСТ 12 080;66.

5.1.2 Конструирование вала: (см. компановку редуктора) Вал конструирую ступенчато для удобства посадки размещаемых на нём деталей. Диаметр вала под зубчатым колесом равен 90 мм, длина этого участка вала равна длине ступицы зубчатого колеса. Диаметр вала под подшипник принимаю равным 85 мм, длинна этого участка равна ширине подшипника плюс ширина мазеудерживающего кольца. Ширину буртика выбираю 10 мм.

5.1.3 Выбор шпонок и проверка их на напряжение смятия

1) Шпонка под шестерней.

Выбираем шпонку по ГОСТ 8788–68 для диаметра 90 мм с параметрами:

ширина шпонки, высота шпонки, глубина в валу, расчётная длина шпонки,

допускаемое напряжение смятия, Оставляем эту шпонку.

2) Шпонка под колесом.

Выбираем шпонку под шестерней Z3 по ГОСТ 8788–68 параметрами:

Оставляю эту шпонку.

5.1.4 Определение опорных реакций

1) Вертикальная плоскость (ZOY).

2) Горизонтальная плоскость (XOY).

3) Суммарные реакции:

5.1.5 Поверим жёсткость вала по прогибу Для валов зубчатых колёс:

максимально действующая сила, модуль упругости;

осевой момент инерции, расстояние между опорами, допускаемый прогиб,

5.1.6 Проверим жёсткость вала по углу закручивания на 1 м длины вала модуль сдвига, полярный момент инерции,

;

допускаемый угол закручивания на 1 м длины,

;

5.1.7 Для обеспечения статической прочности и выносливости спроектированного вала вычисляю критерий необходимости статического расчёта

Затем оцениваю путем сравнения его с минимально допустимой величиной запаса прочности по пределу текучести и с критерием необходимости расчёта на выносливость. При этом использую выражение:

предел текучести материала,

т.к. материал вала Сталь 45,

наибольше расстояние между точками приложения поперечных сил, как активных так и реактивных, сумма абсолютных величин, действующих на вал активных сил или реакций опор, наибольшее из плеч приложения осевых сил, т.к. осевых сил нет;

Значение при расчёте на статическую прочность выбираю для валов: при — ;

Значение при — ;

Так как — статическая прочность и выносливость вала обеспечена.

5.2 Быстроходный вал Материал вала — Сталь 45.

5.2.1 Определение диаметра вала под зубчатым колесом

;

момент на валу,

допускаемое напряжение кручения,

Так как вал соединяется с валом двигателя (dдв=75мм) через упругую муфту, принимаем в соответствии с ГОСТ 12 080;66, диаметр вала под подшипником 80 мм, шестерню выполняем за одно целое с валом, диаметр вала под уплотнение 75 мм.

5.2.2 Конструирование вала: (см. компановку редуктора) Вал конструирую ступенчато для удобства посадки размещаемых на нём деталей. Диаметр вала под подшипник принимаю равным 80 мм, длинна этого участка равна ширине подшипника плюс ширина мазеудерживающего кольца. Ширину буртика выбираю 10 мм. Выходной диаметр вала 65 мм. Длина этого участка равна длине полумуфты.

5.2.3 Выбор шпонок и проверка их на напряжение смятия

1) Шпонка под полумуфтой lполумуфты=105мм.

Выбираем шпонку по ГОСТ 8788–68 с параметрами:

ширина шпонки, высота шпонки, глубина в валу, длина шпонки.

расчётная длина шпонки,

допускаемое напряжение смятия, Оставляем эту шпонку.

5.2.4 Определение опорных реакций

1) Вертикальная плоскость (ZOY).

2) Горизонтальная плоскость (XOY).

3) Суммарные реакции:

5.2.5 Поверим жёсткость вала по прогибу Для валов зубчатых колёс:

максимально действующая сила, модуль упругости;

осевой момент инерции, расстояние между опорами, допускаемый прогиб,

5.2.6 Проверим жёсткость вала по углу закручивания на 1 м длины вала модуль сдвига, полярный момент инерции,

;

допускаемый угол закручивания на 1 м длины,

;

5.2.7 Для обеспечения статической прочности и выносливости спроектированного вала вычисляю критерий необходимости статического расчёта

Затем оцениваю путем сравнения его с минимально допустимой величиной запаса прочности по пределу текучести и с критерием необходимости расчёта на выносливость. При этом использую выражение:

предел текучести материала,

т.к. материал вала Сталь 45,

наибольше расстояние между точками приложения поперечных сил, как активных так и реактивных, сумма абсолютных величин, действующих на вал активных сил или реакций опор, наибольшее из плеч приложения осевых сил, т.к. осевых сил нет;

Значение при расчёте на статическую прочность выбираю для валов: при — ;

Значение при — ;

Так как — статическая прочность и выносливость вала обеспечена.

5.3 Тихоходный вал Материал вала — Сталь 45.

5.3.1 Определение диаметра вала под зубчатым колесом

;

момент на валу,

допускаемое напряжение кручения,

Принимаем которое является стандартным в соответствии с ГОСТ 12 080;66, диаметр вала под подшипником 130 мм, диаметр вала под уплотнение 125 мм.

5.3.2 Конструирование вала: (см. компановку редуктора) Вал конструирую ступенчато для удобства посадки размещаемых на нём деталей. Диаметр вала под зубчатым колесом равен 140 мм, длина этого участка вала равна длине ступицы зубчатого колеса. Диаметр вала под подшипник принимаю равным 130 мм, длинна этого участка равна ширине подшипника плюс ширина мазеудерживающего кольца. Ширину буртика выбираю 10 мм. Выходной диаметр вала 120 мм. Длина этого участка равна длине ступицы зубчатого колеса открытой цепной передачи.

5.3.3 Выбор шпонок и проверка их на напряжение смятия

lст=(0,8−1,5)*140=112−210мм,

lст=172мм

1) Шпонка под колесом.

Выбираем шпонку по ГОСТ 8788–68 с параметрами:

ширина шпонки, высота шпонки, глубина в валу, длина шпонки.

расчётная длина шпонки,

допускаемое напряжение смятия, Оставляем эту шпонку.

Шпонка под звёздочкой.

dв=120мм, lст. зв=240

Выбираем шпонку

Оставляем эту шпонку.

5.3.4 Определение опорных реакций

1) Вертикальная плоскость (ZOY).

2) Горизонтальная плоскость (XOY).

3) Суммарные реакции:

5.3.5 Поверим жёсткость вала по прогибу Для валов зубчатых колёс:

максимально действующая сила,

a=131мм

b=233мм модуль упругости;

осевой момент инерции, расстояние между опорами,

l=364мм допускаемый прогиб,

5.3.6 Проверим жёсткость вала по углу закручивания на 1 м длины вала модуль сдвига, полярный момент инерции,

;

допускаемый угол закручивания на 1 м длины,

;

5.3.7 Для обеспечения статической прочности и выносливости спроектированного вала вычисляю критерий необходимости статического расчёта

Затем оцениваю путем сравнения его с минимально допустимой величиной запаса прочности по пределу текучести и с критерием необходимости расчёта на выносливость. При этом использую выражение:

предел текучести материала,

т.к. материал вала Сталь 45,

наибольше расстояние между точками приложения поперечных сил, как активных так и реактивных, сумма абсолютных величин, действующих на вал активных сил или реакций опор, наибольшее из плеч приложения осевых сил, т.к. осевых сил нет;

Значение при расчёте на статическую прочность выбираю для валов: при — ;

Значение при — ;

Так как — статическая прочность и выносливость вала обеспечена.

6. Выбор подшипников и расчёт их на долговечность

6.1 Быстроходный вал Расчёт подшипников ведём по опоре «А», так как она является более нагруженной,

Выбираю подшипник шариковый радиальный однорядный средней серии № 416 по ГОСТ 8338–75. Параметры выбранного подшипника:

6.1.1 Определение эквивалентной нагрузки

коэффициент вращения подшипника, при вращении внутреннего кольца относительно нагрузки.

коэффициент безопасности, принимаю

температурный коэффициент, так как температура редуктора < 100оС, то

6.1.2 Вычисление долговечности подшипника в часах с вероятностью его безотказной работы 90% по формуле динамическая грузоподъёмность предварительно выбранного подшипника;

показатель степени, зависящий от тела качения: шарик -.

часов, Ресурс работы передачи часов.

выбранный подшипник подходит.

6.2 Средний вал Расчёт подшипников ведём по опоре «В», так как она является более нагруженной,

Выбираю подшипник № 417 по ГОСТ 8338–75. Параметры выбранного подшипника:

6.2.1 Определение эквивалентной нагрузки

P=R*V*K*КТ коэффициент вращения подшипника, при вращении внутреннего кольца относительно нагрузки.

коэффициент безопасности, принимаю

температурный коэффициент, так как температура редуктора < 100оС, то

6.2.2 Вычисление долговечности подшипника в часах с вероятностью его безотказной работы 90% по формуле динамическая грузоподъёмность предварительно выбранного подшипника;

показатель степени, зависящий от тела качения: шарик -.

часов, Ресурс работы передачи часов.

выбранный подшипник подходит.

6.3 Тихоходный вал Расчёт подшипников ведём по опоре «В», так как она является более нагруженной,

Выбираю подшипник № 226 по ГОСТ 8338–75. Параметры выбранного подшипника:

6.3.1 Определение эквивалентной нагрузки

P=R*V*K*КТ коэффициент вращения подшипника, при вращении внутреннего кольца относительно нагрузки.

коэффициент безопасности, принимаю

температурный коэффициент, так как температура редуктора < 100оС, то

6.3.2 Вычисление долговечности подшипника в часах с вероятностью его безотказной работы 90% по формуле динамическая грузоподъёмность предварительно выбранного подшипника;

показатель степени, зависящий от тела качения: шарик -.

часов, Ресурс работы передачи часов.

выбранный подшипник подходит.

7. Выбор муфт

7.1 Муфта на быстроходном валу Определим эквивалентный крутящий момент,

коэффициент режима работы;

коэффициент учитывающий тип двигателя, электродвигатель

коэффициент учитывающий тип рабочей машины, для машин со средними ускоряющими массами

Выбираю муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП 1−65−220 МН 2096;64.

8. Выбор типа смазки и определение объёма картерной смазки

8.1 Выбор смазки зубчатого зацепления Смазка зубчатого зацепления осуществляется жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Выбираю сорт масла для закрытой зубчатой передачи по ГОСТ 17 479.4−87 в зависимости от контактных напряжений и окружной скорости: И-Г-А-46.

8.2 Определим объём картерной смазки Заливка масла осуществляется 0.3литра масла на 1кВтпередаваемой редуктором мощности:

.

Определим высоту уровня масла:

Принимаю

8.3 Смазка подшипников Смазывание подшипников осуществляется пластичной смазкой консталин жировой УТ-1 ГОСТ 1957;73. Смазочный материал набивают в подшипник вручную при снятой крышке подшипникового узла на несколько лет. Смену смазочного пластичного материала осуществляют при ТО.

9. Конструирование корпуса редуктора Материал корпуса редуктора является чугун СЧ15.

Толщина стенки корпуса редуктора:

Толщина опорной поверхности основания:

Ширина опорной поверхности основания: ;

Диаметр фундаментальных болтов:

Диаметр болтов соединяющих фланцы подшипниковых бобышек крышки и основания:

Диаметр болтов соединяющих фланцы крышки и основания:

Диаметр винтов крепления крышки люка:

Ширина фланца:

Толщина фланца:

Толщина рёбер:

Толщина проушины:

Диаметр отверстия проушины:

Диаметр штифта:

10. Конструирование рамы Для изготовления используются швеллера по ГОСТ 8240–72. Швеллера соединяются между собой посредством сварки плавящимся электродом.

Для изготовления рамы принимаю швеллер № 24 и швеллер № 80. Чтобы обеспечить соосность вала электродвигателя и тихоходного вала редуктора к швеллеру под двигателем приваривается пластин толщиной 10 мм, а под редуктором привариваем пластину толщиной 20 мм.

1. Киселёв Б. Р. Проектирование приводов машин химического производства. Иваново: 2005.

2. Анурьев В. И. Справочник конструктора машиностроителя. В 3-х томах. М.: Машиностроение, 1979.

3. Чернавский С. А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1980.