Электропривод к мешалке

метки: Привод, Мешалка, Таблица, Передача, Значение, Радиальный, Тихоходный, Стандартный

1-двигатель; 2-ограждение; 3-клиноременная передача; 4-цилиндрический редуктор; 5-упругая муфта с торообразной оболочкой; 6-мешалка; 7-смесь; 8-задвишка. I, II, III, IV-валы, соответственно, -двигатель, быстроходный и тихоходный редуктора, рабочий машины

1. Краткое описание привода

Устанавливаем привод в столовую для смешивания исходных материалов при производстве хлебобулочных изделий. Работа в одну смену, нагрузка маломеняющаяся, режим нереверсивный, продолжительность смены t=12ч.

1. Определяем ресурс привода:

L=365LtL=365·3·12·1=13140 ч

где L- срок службы привода, лет

t- продолжительность смены, ч

L- число смен

2. Определяем рабочий ресурс привода:

Принимаем время простоя машинного агрегата 10% ресурса. Тогда L=13140·0,90=11826 ч

Рабочий ресурс привода принимаем L=12·10ч

Таблица 1. Эксплуатационные характеристики машинного агрегата.

Место установки	L	L	t	L,ч	Характер нагрузки	Режим работы
столовая	3	1	12	12·10	С малыми колебаниями	нереверсивный

2. Выбор двигателя. Кинематический расчёт привода

2.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя

КПД механических передач (без учёта потерь в подшипниках)

Передача ременная: клиновым ?=0,96…0,98

Передача зубчата цилиндрическая: ?=0,96…0,97

Общий коэффициент полезного действия:

? = ?????

?=0,96·0,96·0,98·0,99·0,98=0,87

Определяем мощность двигателя:

P=Tщ=0,15·6=0,9 Вт

щ=2р·n=2·3,14·1=6 рад/с

n=60 об/мин=1 об/с

P===1 кВт

2.2 Определение передаточного числа привода

Ременная передача, число передаточных чисел:

n=60 об/мин- частота вращения

u===15-находим передаточное число привода u

Производим разбивку передаточного числа привода u, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным.

u=2 (второй способ)

u===7

Определяем максимально допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала мешалки

Дn===3 об/мин

Определяем допускаемою частоту вращения приводного вала мешалки, приняв Дn=1,5 об/мин

[n]= n=60+1,5=61,5 об/мин

Отсюда фактическое число привода:

u===14

Передаточное число зубчатой передачи:

u===7

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Таким образом выбираем двигатель 4АМ80А6У3 (Р=1,1 кВт); n=920 об/мин; передаточное число: привода n=15; редуктора u=7,1; ременной передачи u=2

Определяем мощность на валах:

Р=Р??=1,1·0,96·0,99=1,04 кВт

Р= Р??=1,04·0,96·0,99=0,98 кВт

Р= Р??=0,98·0,98·0,98=0,9 кВт

Определяем частоту вращения на валах:

n===460 об/мин

n=n===64,78 об/мин

Определяем угловую скорость на валах:

щ===96,2 с

щ===48,1 с

щ=щ===6,77 с

Определяем вращающий момент на валах:

Т==11,4 Н·м

Т=Тu??=11,4·2·0,96·0,99=21,6 Н·м

Т=Тu??=21,6·7,1·0,96·0,99=145,7 Н·м

Т= Т??=145,7·0,98·0,98=139,9 Н·м

Таблица 2. Силовые и кинематические параметры привода

Параметр	Передача	Параметр	Вал
	Закрытая (цилиндрическая)	Открытая (ременная)		Двигателя	Редуктора	Приводной рабочий машины
					Быстроходный	Тихоходный
Передаточное число u	7,1	2	Расчётная мощность P, кВт	1,1	1,04	0,98	0,9
			Угловая скорость щ, 1/с	96,2	48,1	6,77	6,77
КПД ?	0,96	0,96	Частота вращения n, об/мин	920	460	54,78	54,78
			Вращающий момент Т, Н·м	11,4	21,6	145,7	139,9

3. Выбор материала зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений

3.1 Выбор твердости, термообработки и материала колес

По таблице 3.2[10] выбираем для шестерни и колеса — сталь 40х, термообработка — улучшение. Средняя твердость шестерни: НВ285, средняя твердость колеса: НВ248.

3.2 Определить допускаемое контактное напряжение

а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни К и колеса K

К====0,95

где N- число циклов (табл.3.3[10])

Так как N> N, то К=1

K===0,83

Так как N>N, то K=1

б) Определяем допускаемое контактное напряжение шестерни и колеса

[у]=1,8·НВ+67=1,8·285+67=580 н/мм

[у]=1,8·НВ+67=1,8·248+67=513,4 н/мм

в) Определяем допускаемое контактное напряжение шестерни и колеса

[у]= К[у]=1·580=580 н/мм

[у]= K[у]=1·513,4=513,4 н/мм

3.3 Определить допускаемое напряжение изгиба

а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни К и колеса K

К====0,48

где N=4·10- число циклов перемены напряжения для всех сталей

Так как N> N, то К=1

K===0,66

Так как N> N, то K=1

б) Определяем допускаемое напряжение изгиба шестерни и колеса

[у]=1,03·НВ=1,03·285=293,6 Н/мм

[у]=1,03·НВ=1,03·248=255,4 Н/мм

в) Определяем допускаемое напряжение изгиба шестерни и колеса

[у]= К[у]=1·293,6=293,6 Н/мм

[у]= K[у]=1·255,4=255,4 Н/мм

Таблица 3. Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка материала	D S	Термо-обработка	НВ	у	у	у	[у]	[у]
					н/мм
Шестерня	40х	125мм	Улучшение	285	900	750	410	580	293,6
Колесо		125мм		248	790	640	375	513,4	255,4

4. Расчёт зубчатых передач редукторов

4.1 Расчёт закрытой цилиндрической передачи

Проектный расчёт:

1.Определяем межосевое расстояние:

a?K(u+1)K=43·(7,1+1)··1=129 мм

где K=43-вспомогательный коэффициент (для косозубых передач)

=0,28…0,36-коэффициент ширины венца колеса (для симметрично расположенных опор)

K=1-коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

Полученное значение округляем до ближайшего числа (табл. 12.15.[10]): a=130мм

2.Определяем модуль зацепления:

m?мм

где K=5,8-вспомогательный коэффициент (для косозубых передач)

d=мм -делительный диаметр кольца

b==0,32·130=41мм -ширина венца колеса

Полученное значение округляем в большую сторону до стандартного ряда m=1мм

3.Определяем угол наклона зубьев в для косозубых передач:

в=arcsin=arcsin

4.Определяем суммарное число зубьев:

z=z+z=

5.Уточняем действующие величины угла наклона зубьев для косозубых передач:

в=arccosarccos

6.Уточняем число зубьев шестерни:

z=

7.Определяем число зубьев колеса:

z= z-z=259-32=227

8.Определяем фактическое передаточное число uи проверяем его отклонение Дu от заданного u:

u= z/ z=227/32=7,1

Дu=

Дu=

9.Определяем фактическое межосевое расстояние для косозубых передач:

a=

10.Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм

Параметр	Шестерня косозубая	Колесо косозубое
Диаметр	Делительный	31,87	226,13
	Вершин зубьев	34	228,13
	Впадин зубьев	29,47	223,73
Ширина венца	44	41

d=mzcosв=1·32·cos5,02678=31,87мм

d=mzcosв=1·227

• cos5,02678=226,13мм

d= d+2m=31,87+2·1=34мм

d= d+2m=226,13+2·1=228,13мм

d= d-2,4m=31,87-2,4·1=29б47мм

d= d-2,4m=226,13-2,4·1=223,73мм

b=b+(2…4)=41+3=44мм

b=шa=0,32·130=41мм

Проверочный расчёт

11.Проверяем межосевое расстояние:

a=(d+ d)/2=(31,87+226,13)/2=129 мм

12.Проверяем пригодность заготовок колес:

• D?D; C(S)?S

Диаметр заготовки шестерни:

D= d+6=34+6=40мм?D=125 мм

Толщина диска заготовки колеса закрытой передачи

S= b+4=41+4=45мм?S=125мм

13.Проверяем контактное напряжение:

у=K·?[у]

у=376·=429 Н/мм

где K=376-вспомогательный коэффициент (для косозубых передач)

F= H-окружная сила в зацеплении

K-коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых K определяется по графику в зависимости от окружной скорости колес: =щ2 d/2·10 =6,77·226,18/2·10=0,76м/с

K-коэффициент динамической нагрузки зависящей от окружной скорости колес и степени точности передач (табл.4.3[10])

Недогрузка у<[у] составляет 9%Б10%. Условие прочности выполняется

14.Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни у и колеса у, Н/мм

у=YY?[у]

у=3,66·0,96··1·1·1,04=114,74Н/мм?[у]=255,4 Н/мм

у= уY/ Y?[у]

у=114,74·3,66/3,63=115,7Н/мм?[у]=293,6 Н/мм

Y; Y-коэффициент формы зуба шестерни и колеса определяется по таблице 4.4[10].

Для косозубых -в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни

z= и колеса z=:

z=

z=

K-коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями (стр.66[10])

K-коэффициент динамической нагрузки (табл.4.3[10])

K-коэффициент неравномерной нагрузки по длине зуба

Y=1-(вє/140є)=1-(5є/140є)=0,96-коэффициент учитывающий наклон зуба

Таблица 4. Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм

Проектный расчёт
параметр	значение	параметр	Значение
Межосевое расстояние, a	130	Угол наклона зубьев, в	5є
Модуль зацепления, m	1	Диаметр делительной окружности: шестерни d колеса d	31,87 226,18
Ширина зубчатого венца: шестерни b колеса b	44 41
Число зубьев: шестерни z колеса z	32 227	Диаметр окружности вершин: шестерни d колеса d	33,87 228,18
Вид зубьев	косозубые	Диаметр окружности впадин: шестерни d колеса d	29,47 223,73

Проверочный расчёт
Параметр	Допускаемое значение	Расчётное значение	Примечание
Контактное напряжение у, Н/мм	513,4	429	-9%
Напряжение изгиба, Н/мм	у	293,6	115,7	-60%
	у	255,4	114,74	-55%

5. Расчёт открытых передач

5.1 Расчёт клиноременной и поликлиноременной передачи

Проектный расчёт

1.Выбираем сечение ремня:

По рис. 5.2[10], принимаем клиновый ремень нормального сечения z

2.Определяем минимальный диаметр ведущего шкива:

По таблице 5.4[10], принимаем d=63 мм

3.Из стандартного ряда таблицы К40[10] выбираем стандартный размер ведущего шкива: d=90 мм

4.Определяем диаметр ведомого шкива d, мм:

d=d·u(1-E)=90·2·(1-0,02)=176 мм

где E=0,01…0,02-коэффициент скольжения

Округляем до стандартного значения по таблице К40[10]: d=180 мм

5.Определяем фактическое передаточное число u и проверяем его отклонение Дu от заданного u:

u=

Дu=

Дu=

6.Определяем ориентировочное межосевое расстояние а; мм

а?0,55(d+ d)+h(H)=0,55(90+180)+6=145,5 мм

где h(H)-высота сечения клинового ремня табл. К31[10]: h=6 мм

7.Определяем расчетную длину ремня l, мм

L=2a+ мм

Округляем до стандартного значения по таблице К31[10]: l=710 мм

8.Уточняем значение межосевого расстояния:

a=

= мм

9.Определяем угол обхвата ведущего шкива а, град:

а=180є-57є180є-57є условия выполняются

10.Определяем скорость ремня х, м/с:

х =

х= условия выполняются

11.Определяем частоту пробегов ремня u, с:

u= х/l=4/0,7=5,7c?30 c

условия выполняются

12.Определяем допускаемую мощность переданную одним клиновым ремнём:

[P]=[P]CCCC=0,58·0,9·0,9·0,87·0,95=0,4 кВт

где [P]=0,58кВт-допускаемая проведенная мощность по таблице 5.5[10]

C=0,9-коэффициент динамической нагрузки длительности работы

C=0,9-коэффициент угла обхвата а на меньшим шкиве

C=0,87-коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня l к базовой l C=0,95-коэффициент числа ремней в комплекте клиноременной передачи

13.Определяем количество клиновых ремней:

z=

округляем до целого значения z=3

14.Определяем силу предварительного натяжения:

F= H

15.Определяем окружную силу передаваемую комплектом клиновых ремней:

F= H

16.Определяем силу натяжения ведущей F и ведомой F ветвей:

F= F+ H

F= F- Н

17.Определяем силу давления ремней на вал:

F=2Fz·sin H

Проверочный расчёт

18.Проверка прочности одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущий ветви:

у=у+у+у=2,75+6+0,52=8,95 Н/мм?[у]=10 Н/мм

где у= Н/мм-напряжение растяжения

A=47мм-площадь поперечного сечения ремня по таблице К41[10]

у=E Н/мм-напряжение изгиба

E=80…100 Н/мм-модуль продольной упругости при изгибе

у=сх·10=1300·4·10=0,52 Н/мм-напряжение от центробежных сил

с=1250…1400 кг/м-плотность материала ремня для клиновых ремней

Таблица 5. Параметры клиноременной передачи.

Параметры	значение	Параметры	значение
Тип ремня	клиновой	Частота пробега ремня u, c	5,7
Сечение ремня	z	Диаметр ведущего шкива d, мм	90
Количество ремней	3	Диаметр ведомого шкива d, мм	180
Межосевое расстояние а, мм	135,8	Максимальное напряжение у, Н/мм	8,95
Длина ремня, мм	710	Предварительное натяжение ремня F,Н	83,7
Угол обхвата малого шкива а	142є	Сила давления ремня на вал F, Н	474,5

6. Нагрузки валов редуктора

6.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач

На колесе (таблица 6.1[10])

Окружная: F= H

Радиальная: F= H

Осевая: F= Ftgв=1289·tg5,02678є=113 Н

На шестерни:

F=F=1289 H

F=F=471 H

F=F=113 Н

6.2 Определение консольных сил (таблица 6.2[10])

Радиальная (от клиноременной передачи):

F=2Fz·sin=2·83,7·3·sin=474 H

Радиальная (от муфты):

F=125=125·=1508 H

Таблица 6. Силы в зацеплении и действующие на валы в закрытой передачи, Н

параметр	значение	параметр	значение
Окружная сила в шестерни, F	1289	Окружная сила в колесе, F	1289
Радиальная сила в шестерни, F	471	Радиальная сила в колесе, F	471
Осевая сила в шестерни, F	113	Осевая сила в колесе, F	113
Радиальная сила от открытой передачи, F	474	Радиальная сила от муфты, F	1508

7. Разработка чертежа общего вида редуктора

7.1 Определение геометрических параметров ступеней вал-шестерни

1.Размеры под шкив ременной передачи:

d=22 мм

где М=Т=21,6 Н·м

[у]=10…20 H/мм

Округляем до стандартных размеров (таблица 13.15 [10]): d=22 мм

l=(1,2…1,5)d=(1,2…1,5)·226,4…33 мм

Округляем до стандартных размеров (таблица 13.15 [10]): l=32 мм

2.Размеры под уплотнение крышки с отверстием и подшипником:

d= d+2t=22+2·2=26 мм

Округляем до стандартных размеров (таблица 13.15 [10]): d=25 мм

l?1,5d=1,5·25?38 мм

3.Размер под шестерню:

d= d+3,2r=25+3,2·2=28 мм

4.Размер под подшипник:

d= d=25 мм

l=B+C=15+1,5=16,5 мм

Округляем до стандартных размеров (таблица 13.15 [10]): l=17 мм

7.2 Определение геометрических параметров ступицей вал колеса.

1.Размеры под полумуфту:

d=33,03 мм

где М=Т=145,7 Н·м

Округляем до стандартных размеров (таблица 13.15 [10]): d=34 мм

l=(1,03…1,5)d=(1,03…1,5)·34=34…51 мм

Округляем до стандартных размеров (таблица 13.15 [10]): l=50 мм

2.Размеры под уплотнение крышки с отверстием и подшипником:

d= d+2t=34+2·2,5=39 мм

Округляем до стандартных размеров (таблица 13.15 [10]): d=40 мм

l?1,25d=1,25·40?50 мм

Округляем до стандартных размеров (таблица 13.15 [10]): l=50 мм

3.Размеры под колесо:

d= d+3,2r=40+3,2·2,5=48 мм

Округляем до стандартных размеров (таблица 13.15 [10]): d=48 мм

4.Размеры под подшипник:

d= d=40 мм

l=B+C=18+2=20 мм

Округляем до стандартных размеров (таблица 13.15 [10]): l=20 мм

7.3 Предварительный выбор подшипников качения

По таблице 7.2[10] и К27[10] выбираем для быстроходного вала шариковые радиальные однорядные подшипники, серия легкая, обозначение 205 ГОСТ 8338-75 (d=25, D=52, B=15, r=1,5)

По таблице 7.2[10] и К27[10] выбираем для тихоходного вала шариковые радиальные однорядные подшипники, серия легкая, обозначение 208 ГОСТ 8338-75 (d=40, D=80, B=18, r=2)

1.Определяем диаметр и длину ступицы колеса:

d=(1,55…1,6)d=(1,55…1,6)48=74,4…76,8 мм

Округляем до стандартных размеров (таблица 13.15 [10]): d=75 мм

l=(1,1…1,5)d=(1,1…1,5)48=52,8…72 мм

Округляем до стандартных размеров (таблица 13.15 [10]): l=63 мм

2.Определяем зазор между степенями редуктора и колеса:

X=+3==8 мм

3.Определяем расстояние от оси шестерни до внутренней поверхности корпуса:

F== =26 мм

4.Определяем расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса:

y?4x=4·8=32 мм

Таблица 7. Параметры закрытой передачи, мм

Параметры быстроходного вала	значение	Параметры тихоходного вала	значение
Диаметр под шкив ременной передачи d	22	Диаметр под шкив ременной передачи d	34
Длина под шкив ременной передачи l	32	Длина под шкив ременной передачи l	50
Диаметр под утопление крышки d	25	Диаметр под утопление крышки d	40
Длина под утопление крышки l	38	Длина под утопление крышки l	50
Диаметр под шестерню d	28	Диаметр под шестерню d	48
Диаметр под подшипник d	25	Диаметр под подшипник d	40
Длина под подшипник l	17	Длина под подшипник l	20
Зазор между стенками редуктора	8	Диаметр ступицы колеса d	75
Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса y	32	Длина ступицы колеса l	63

8. Расчётная схема валов редуктора

8.1 Определение радиальных реакций в сторонах подшипников быстроходного вала

1.Вертикальная плоскость:

• ?М=0; RL-F·0,5L+F·0,5d+F·L=0

R=( F·0,5L-F·0,5d-F·L)/ L=(471·0,5·0,108-113·0,5·0,03387-474·0,046)/ 0,108=15,9 H

?М=0; F·0,5L+F·0,5d- RL+F·(L+ L)=0

R=(F·0,5L+F·0,5d+F·(L+L))/ L=(471·0,5·0,108+113·0,5·0,3187+474

• (0,046+1,108))/0,108=1078,1 Н

Поверка: ?Y=0; R-F+R-F=922,9-471+22,1-474=0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях: 1,2,3,4: М=0; М=R·0,5·L=15,9·0,5·0,108=0,8 Н·м; М=0;

М=-F·L=-474·0,046=-21,8

Н·м; М= F(L+0,5·L)+R·0,5L=-474·

(0,046+0,5·0,108)+1078,1·0,5·0,108=105,6 Н·м

2.Горизонтальная плоскость:

• ?М=0; -F-0,5L+RL=0

R=F·0,5L/L=1289·0,5·0,108/0,108=644,5 Н

?М=0; RL-F·0,5L=0

R=F·0,5L/L=1289·0,5·0,108/0,108=644,5 Н

Проверка: ?X=0; R-F+R=644,5-1289+644,5=0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях: 1,2,3: М=0; М=-R-0,5L=-644,5-0,5·0,108=-644Н·м; М=0

3.Строим эпюру крутящих моментов:

М=М= F·0,5d=1289·0,5·0,03387=21,8 Н·м

4.Определяем суммарное радиальные реакции:

R= Н

R= Н

5.Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

М= Н·м

М=М=21,8 Н·м

8.2 Определение радиальных реакций в опорах подшипников тихоходного вала

1.Вертикальная плоскость:

• ?М=0; RL·F·0,5d·F·0,5L=0

R=(F·0,5L-F·0,5d)/L=(471·0,5·0,114-113·0,5·0,22618)/0,114=123,4 H

?M=0; F·0,5L+F·0,5d-RL

R=(F·0,5L+F·0,5d)/L=(471·0,5·0,114+113·0,5·0,22618)/0,114=347,6 H. Проверка: ?Y=0; R-F+R=123,5-471+347,6=0

Стоим эпюры изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях: 1,2,3,4: М=0; M=R·0,5L=123,4·0,5·0,114=7 Нм; M=0; M=R·0,5L=347,6·0,5·0,114=19,8 Нм

2.Горизонтальная плоскость:

• ?М=0; -F(L+L)+RL+F·0,5L=0

R=(F(L+L)- F·0,5L)/L=(1508·(0,091+0,114)1289·0,5·0,114)/0,114=2067,3Н

?M=0; -F·L- F·0,5L+RL=0

R=(F·L+ F·0,5L)/L=(1508·0,091+1289·0,5·0,114)/0,114=1848,2 H Проверка: ?X; F-R-F+ R=1508-2067,3-1289+1848,2=0

Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях: 1,2,3,4: M=0; M=0; M=-FL=1508·0,091=-137,2 Нм. M= F(L+0,5L)+R·0,5L=

1508·(0,091+0,5·0,114)+2067,3·0,5·0,114=105,3Нм

3.Строим эпюру крутящих моментов:

M=M= F·0,5d=1289·0,5·0,22618=145,7 Нм

4.Определяем суммарные радиальные реакции:

R= Н

R= Н

5.Определяем суммарные изгибающие моменты:

• M=M=137,2; M=Нм

Таблица 8.Радиальные реакции и изгибающие моменты в опорах подшипников

параметр	значение	параметр	значение
Радиальная реакция в опоре А подшипника быстрого вала R,Н	644,7	Радиальная реакция в опоре С подшипника тихоходного вала R,H	2070
Радиальная реакция в опоре В подшипника быстрого вала R,Н	1256	Радиальная реакция в опоре D подшипника тихоходного вала R,H	1880,6
Крутящий момент быстрого вала М,Нм	21,8	Крутящий момент тихоходного вала М,Нм	145,7
Суммарный изгибающий момент на шестерни М,Нм	652	Суммарный изгибающий момент на колесе М,Нм	105,5
Суммарный изгибающий момент в опоре В подшипника быстроходного вала М,Нм	21,8	Суммарный изгибающий момент в опоре С подшипника тихоходного вала М,Нм	137,2

9. Проверочный расчёт подшипников

9.1 Проверочный расчёт для подшипников быстроходного вала

Ранее были выбраны подшипники 205 ГОСТ 8338-75, характеристика подшипников (по таблице К27 [10]): C=1400H; C=6950H; x=0,56; V=1; K=1,3; K=1; a=1; a=0,8

Требуемая долговечность подшипников L=15000ч

Подшипники установлены по схеме в распор.

1.Определяем отношение:

R/VR=113/1·644,7=0,17

R/VR=113/1·1256=0,09

Где R=F

2.Определяем отношение:

R/С=113/6950=0,16

По таблице 9.1 [10] интерполирование находим:

• e=0,19; Y=2,30

3.Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

По соотношениям

и

выбираем формулу для определения R наиболее нагруженного подшипника:

R=V·R·K·K=1·644,7·1,3·1=838,11 H

R=V·R·K·K=1·1256·1,3·1=1632,8 H

4.Определяем динамическую грузоподъемность по большому значению эквивалентной нагрузки:

• С=R9954,8 H<C

Где m=3-для шариковых подшипников

Подшипник пригоден.

5.Определяем долговечность подшипника:

L=aa

9.1 Проверочный расчёт для подшипников тихоходного вала

Ранее были выбраны подшипники: 208 ГОСТ8338-75, характеристика подшипников (по таблице К27[10]): C=3200H; C=17800H; x=0,56; V=1; K=1,3; K=1; a=1; a=0,8

Требуемая долговечность подшипников L=15000 ч

Подшипники установлены по схеме в распор.

1.Определяем отношение:

R/VR=113/1·2070=0,05

R/VR=113/1·1880,6=0,06

Где R=F

2.Определяем отношение:

R/С=113/17800=0,006

По таблице 9.1 [10] интерполирование находим:

• e=0,19; Y=2,30

3.Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

По соотношениям и выбираем формулу для определения R наиболее нагруженного подшипника:

R=V·R·K·K=1·2070·1,3·1=2691 H

R=V·R·K·K=1·1880,6·1,3·1=2444 H

4.Определяем динамическую грузоподъемность по большому значению эквивалентной нагрузки:

• С=R10414,17 H<C

5.Определяем долговечность подшипника:

L=aa

Таблица 9.

Вал	Подшипники	Размеры dxDxT, мм	Динамическая грузоподъемность, Н	Долговечность, ч
			C	C	L	L
Б	205	25x52x15	9954,8	14000	18270	12000
Т	208	40x80x18	10414,17	32000	244725	12000

10. Разработка чертежа общего вида привода

10.1 Конструирование зубчатых колес

1.Зубчатое колесо:

Способ получения заготовки: ковка

Обод: d=100…500 мм

S=2,2m+0,05b=2,2·1+0,05·41=5 мм

b=41 мм

Ступица: d=d=48 мм

d=1,55d=1,55·48=75 мм

д?0,3d=0,3·48=14,4 мм

l=(1,0…1,5)d=(1,0…1,5) ·48=63 мм

Диск: С=0,5(S+д)?0,25b=0,5(4,25+14,4)=10 мм?9,25 мм

R>6; Y=7є

=45є; f=2

2.Установка колес на валах:

а) Сопряжение колес с валом шпоночным соединением. Принимаем Н7/r6 посадку.

10.2 Конструирование валов

Переходные участки: Галтели

Вал колеса: d=34=> r=2; f=2,5 мм

d=40=> r=2; f=2,5 мм

d=48=> r=2,5; f=3 мм

d=40=> r=2; f=2,5 мм

Вал шестерни: d=22=> r=1,6; f=2 мм

d=25=> r=1,6; f=2 мм

d=28=> r=1,6; f=2 мм

d=25=> r=1,6; f=2 мм

Первая ступень:

Тихоходный: d=34 мм

r=2 мм с=1,6 мм

Быстроходный: d=22 мм

r=1,6 мм c=1 мм

10.3 Выбор соединений

Шпоночное соединение:

Используем призматические шпонки, изготовленные из чистотянутой стали с у?600 Н/мм

Длину шпонки выбираем из стандартного ряда R40 (таблица 13.15[10]), так чтобы она была меньше длины ступицы (l=63мм) насаживаемой детали на 5…10мм=> l=50 мм

Тихоходный вал:

• Для d=48 мм: сечение шпонки b=14 мм;
• h=9 мм (14×9),фаска 0,5 мм;
• глубина паза: вала t=5,5 мм, ступицы t=3,8 мм, l=50 мм

Для d=34 мм: сечение шпонки b=10 мм, h=8 мм (10×8), фаска 0,5 мм; глубина паза: вала t=5 мм, ступицы t=3,3 мм, l=22 мм

Быстроходный вал:

• Для d=22 мм: сечение шпонки b=8 мм;
• h=7 мм (8×7),фаска 0,5 мм;
• глубина паза: вала t=4 мм, ступицы t=3,3 мм, l=20 мм

10.4 Конструирование подшипниковых узлов

1.Схема установки подшипников:

По схеме 1

Плавающая опора и фиксирующая опора

2.Крепление колец подшипников на валу и корпусе

Внутренние кольца на обоих валах устанавливаем пружинным упорным кольцом, которые закладываются в разведенном состояние.

Выбираем из таблице K27[10]:

• Тихоходный вал: А40 ГОСТ 1342-80; А34 ГОСТ 1342-80

В быстроходный вал ставим шайбы: ГОСТ 113-78

3.Наружные кольца на обоих валах устанавливаем такие же как и внутренние.

4.Крышки подшипниковых узлов:

Врезные крышки (см.таблица K18[10]):

Глухая крышка

Для тихоходного:

• D=80 мм;
• D=85 мм;
• D=72 мм;
• h=16 мм;
• h=5 мм;
• l=10 мм

Для быстроходного:

• D=52 мм;
• D=56 мм;
• D=44 мм;
• h=14 мм;
• h=4 мм;
• l=8 мм

Под манжетные уплотнения

Для тихоходного:

• D=80 мм;
• D=85 мм;
• D=72 мм;
• h=16 мм;
• h=5 мм;
• l=10 мм;
• l=2 мм

Для быстроходного:

• D=52 мм;
• D=56 мм;
• D=44 мм;
• h=14 мм;
• h=4 мм;
• l=8 мм;
• l=2 мм

Уплотнительные устройства:

Выбираем наружное уплотнение

Резиновое армированные манжеты (таблица К20[10])

Тихоходный вал Манжет 1.1-40×60-1 ГОСТ 8752-79

d=40 мм; D=60 мм; h=10 мм

Быстроходный вал Манжет 1.1-25×42-1 ГОСТ 8752-79

d=25 мм; D=42 мм; h=10 мм

10.5 Конструирование корпуса редуктора

1.Форма корпуса

Выбираем цилиндрический горизонтальный.

Толщина стенок корпуса и ребер жесткости:

д=1,86мм

д=1,86мм

2.Фланцевое соединение:

Выбираем диаметр d винтов (болтов) фланцев, мм:

• d=M14;
• d=M12;
• d=M10;
• d=М6 (по таблице 10.17[10])

Конструктивные элементы фланцев, мм:

d=M14 (болт) d=M12 (винт) d=M10 (винт) d=М6 (винт)

K=34 K=26 K=22 K=13

C=17 C=13 C=11 C=6

D=24 D=20 D=18 D=11

b=1 b=16 b=13 b=8

d=16 d=14 d=11 d=7

а) Фундаментальный фланец основания корпуса:

L=L+b=270+40=310 мм-длина на опорной поверхности платиков

b=2,4d+д=2,4·14+6=40 мм-ширина

h=1,5d=1,5·14=21 мм-высота

h=2,5(d+д)=2,5(14+6)=50 мм-высота ниш

б) Фланец подшипниковой бобышки крышки и основания корпуса:

n=3-количество подшипников на одну сторону корпуса

в) Фланец для крышки подшипников узла (по таблице 10.20[10]):

d=M8 d=M6

n=4 n=4

f=5 f=4

Внутренний диаметр: D=52мм; D=80 мм

Наружный диаметр: D=D+(4…5)=52+5=57 мм

D=D+(4…5)=80+5=85 мм

Диаметр центровой окружности винтов:

D=66 мм

D=100 мм

Высота: h=3…5 мм

г) Фланец для крышки смотрового окна:

h=3…5 мм

3.Подшипниковые бобышки:

D=D+3д=52+3·6=70 мм

D=D+3д=80+3·6=98 мм

l=h+B+(10…12)=5+15+(10…12)=30 мм

l=h+B+(10…12)=6+18+(10…12)=34 мм

4.Детали и элементы корпуса редуктора:

а) Смотровой люк. Люк закрываем крышкой, совмещенной с отдушиной

Н?0,1L

L-длина крышки

б) Отжимные винты используем диаметра равным d

в) Проушины используем в виде ребра с отверстием

10.6 Конструирование элементов открытых передач

1.Конструирование шкивов ременных передач

Шкивы изготавливаем из чугуна СЧ15

Обод:

Диаметр шкива конструктивный:

d=d+2t=171+2·2,5=176 мм

Ширина шкива передач:

B=(z-1)·p+2f=(3-1)·12+2·8=40 мм

Толщина для чугунных шкивов передач:

д=(1,1…1,3)·h=(1,1…1,3)·7=8 мм

Диск:

Толщина: С=(1,2…1,3)·д=(1,2…1,3)·7=9 мм

Отверстия: n=4

Ступица:

Диаметр внутренний: d= 22 мм

Диаметр наружный для шкивов:

d=1,6d=1,6·22=35 мм

Длина: l=(1,2…1,5)·d=(1,2…1,5)·22=33 мм

2.Установка элементов открытых передач на вал:

Выбираем посадку на цилиндрический конец вала. Деталь фиксируем винтом с цилиндрической головкой ГОСТ 11738-84 (по таблице К5[10])

10.7 Выбор муфт

1.Определение расчетного момента и выбор муфты:

Т=КТ?Т

Т=1,30·145,7=189?200

К-коэффициент режима нагрузки (по таблице 10.26[10])

Т-номинальный момент (по таблице К25[10])

2.Муфта упругая с торообразной оболочкой:

Материал-сталь Сm3 ГОСТ 380-88

d=34 мм, l=60 мм, L=200 мм, D=200 мм, B=50 мм, С=53 мм, D=100 мм, D=150 мм, D=120 мм, d=53 мм

Смещение осей валов, не более:

• Дr=2; Дy=1є, Дб=2,5

200-1-34-1-У2 ГОСТ 20884-93

3.Установка муфт на валах:

Болты и винты М10

Ставим шайбу 7019-0635

10.8 Смазывание. Смазочные устройства

1.Смазываение зубчатого зацепления:

а) Способ смазывание: проточное (окунание)

б) Выбираем масла (таблица 10.29[10]):

Индустриальное И-Г-А-68

Кинематическая вязкость при 40єС, мм/с: 61…75

в) Определяем количество масла:

0,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности, берем 0,8л масла.

г) Определяем уровень масла:

m?h?0,25d

h=57мм

д) Контроль уровня масла:

Выбираем крановый маслоуказатель.

е) Слив масла:

Для слива масла в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с конической резьбой

d=K1/2” труб, D=20,9мм, L=15мм, b=7,5мм, а=4мм, S=8мм

2.Смазываение подшипников:

Смазываем жидким материалом, при смазывании зубчатых колес окунанием подшипники качения обычно смазываются из картера в результате разбрызгивания масла колесами, образования масляного тумана и растекания масла по валам.

11. Проверочный расчёты

11.1 Проверочный расчёт шпонок

Условие прочности:

1.На вал шестерню под колесо открытых передач:

у=

у= Н/мм

А=(0,94h-t)l=(0,94·7-4)·10=26мм-площадь смятия

l=l-b=18-8=10 мм

[у]=110…190Н/мм-допуск напряжения на смятие

2. На тихоходный вал под зубчатое колесо:

у=

у= Н/мм

А=(0,94h-t)l=(0,94·9-5,5)·22=65 мм-площадь смятия

l=l-b=36-14=22 мм

3.На тихоходный вал под полумуфту:

у=

у= Н/мм

А=(0,94h-t)l=(0,94·8-5)·12=30 мм-площадь смятия

l=l-b=22-10=12 мм

11.2 Проверочный расчёт стяжных винтов подшипниковых узлов

у=1,3F/A?[у]

у=1,3·85/78,5=1,5 Н/мм<[у]

а) F=[K(1-x)+x]F=[1,5·(1-0,25)+0,25]·62=85 H

F=0,5R=0,5·123,4=62 H

K=1,5-постоянная нагрузка

x=0,25

б) А=рd/4=3,14·10/4=78,5 мм

d?d-0,94p=12-0,94·1,75=10 мм

в) [у]=(0,2…0,25)у=0,25·300=75 Н/мм

12. Расчёт технического уровня редуктора

12.1 Определение массы редуктора

m=цV·10=0,42·7400·15104130·10=46 кг

ц=0,42-коэфициент заполнения (по рис. 12.1[10])

p=7,4·10кг/м-плотность чугуна

V=L·B·H=327·149·310=15104130 мм-условный объем редуктора

12.2 Определение критерия технического уровня редуктора

Y=m/T=46/145,7=0,3>0,2-критерий технического уровня редуктора

Таблица 10.

Тип редуктора	Масса m, кг	Момент T, Н·м	Критерий Y
Одноступенчатый цилиндрический	46	145,7	0,3

Вывод:

• Технический уровень редуктора низкий. Морально устарел(Y=0,3<0,2), так как масса редуктора слишком велика (46 кг) и вращающий момент тихоходного вала слишком мал.

Причина этому большое передаточное число редуктора равное 7,1. Что бы редуктор удовлетворял ГОСТ 16162-93 «Редукторы общего назначения. Общие технические условия». Нужно уменьшить передаточное число редуктора но в тоже время увеличить передаточное число клиноременной передачи.

электродвигатель привод передача редуктор

Приложение, Список литературы

[Электронный ресурс]//URL: https://drprom.ru/kursovaya/privod-k-meshalke/

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин., М, Высшая школа. 2001. 447с

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин., М, Высшая школа. 1990. 370с

3. Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование., М.: Высшая школа, 1975. 294с

4. Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин. 3-е издание. М. Высшая школа, 1984. 310с

5. Перель Л.Я. Подшипники качения. М.: Машиностроение, 1983. 588с

6. Поляков В.С., Бардаш И.Д. Муфты Л.: Машиностроение, 1973. 366с

7. Проектирование механических передач. Под ред. С.А. Чернавского, 5-е издание., М: Машиностроение, 1984. 358с

8. Подшипники качения: Справочный каталог. Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина, М: Машиностроение, 1984. 280с

9. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. К93 Детали машин. Проектирование., М.: «Технопринт», 2001. 290с

10. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. Калининград: Янтар. Сказ, 2003. 454с