Автор работы: Пользователь скрыл имя, 28 Ноября 2013 в 21:25, курсовая работа
Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От типа двигателя, его мощности, частоты вращения и прочего зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и её привода.
В качестве двигателя рекомендуется использовать двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязнённых условиях, в открытых помещениях и т.п. Двигатели серии 4А применяются для приводов механизмов, имеющих пос-тоянную или мало изменяющуюся нагрузку при длительном режиме работы и большую пусковую нагрузку, вследствие повышенной силы трения и больших инерционных масс, например конвейеров, шнеков, смесителей, грузоподъёмников и т.п.
Введение…………………………………………………………………………...4
1. Кинематические расчеты…………………………………………………. 5 – 8
2. Расчет передач:
– расчет червячного редуктора………………………………………….. 9 – 13
– расчет открытой зубчатой цилиндрической передачи……………….14 - 19
3. Расчет и проверка валов………………………………………………….20– 24
4. Расчет и подбор подшипников………………………………………….25 – 26
5. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений…………..… 27 – 30
6. Выбор способа смазывания передач и подшипниковых узлов,
назначение смазочного материала и уплотнительных устройств…………31
7. Выбор и расчет фундаментной плиты……………………………………… 32
8. Конструкция и расчет фундаментных болтов……………………………… 33
Список используемой литературы……………………………………..…...… 34
Определяем требуемую динамическую грузоподъемность по формуле:
Стр = (XVFr + YFa)×kb×kT×(60×n×Lh/106)1/p;
где Х – коэффициент радиальной нагрузки, Х = 0,4;
V – коэффициент вращения, V = 1;
Fr – радиальная нагрузка, Fr = 0,88 кН;
Y – коэффициент осевой нагрузки, Y = 1,5;
Fa – осевая нагрузка, Fa = 2,43 кН;
р=10/3 - показатель степени для роликовых подшипников;
kb- коэффициент безопасности в зависимости от характера нагрузки,
kb=1,3;
kT- температурный коэффициент, kT=1,05;
В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые силы S как составляющие радиальных нагрузок опор:
S = 0,83e'Fr = 0,83×0,35×0,88 = 0,256 кН.
Тогда
Стр=(0,4∙1∙(880+256)+1,5∙2430) ∙1,3∙1,05∙(60∙1034∙10500/106)0
Из таблицы 7.10.6 [5] следует, что выбранный подшипник соответствует требуемой нагрузке.
Условное обозначение данного подшипника:
Подшипник 2007206 ТУ 37.005.162-89.
4.2. Подбор подшипников для тихоходного вала.
dп = 35мм – диаметр посадочной поверхности вала под подшипник, n =
= 103,4 мин -1, срок службы редуктора Lh = 10500 часов.
Находим по табл. 7.10.6 [5] предварительно принимаемый конический роликовый подшипник легкой серии 2007207.
Обозначение подшипника |
d, мм |
D, мм |
B, мм |
r, мм |
r1, мм |
C, кН |
C0, кН |
2007207 |
35 |
72 |
17 |
2 |
0,8 |
38,5 |
26,0 |
Определяем требуемую динамическую грузоподъемность по формуле:
Стр = (XVFr + YFa)×kb×kT×(60×n×Lh/106)1/p;
где Х – коэффициент радиальной нагрузки, Х = 0,4;
V – коэффициент вращения, V = 1;
Fr – радиальная нагрузка, Fr = 0,88 кН;
Y – коэффициент осевой нагрузки, Y = 1,5;
Fa – осевая нагрузка, Fa = 0,9 кН;
р=10/3 - показатель степени для роликовых подшипников;
kb- коэффициент безопасности в зависимости от характера нагрузки,
kb=1,3;
kT- температурный коэффициент, kT=1,05;
В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые силы S как составляющие радиальных нагрузок опор:
S = 0,83e'Fr = 0,83×0,37×0,88 = 0,27 кН.
Тогда
Стр=(0,4∙1∙(880+270)+1,5∙900) ∙1,3∙1,05∙(60∙103,4∙10500/106)
Из таблицы 7.10.6 [5] следует,
что выбранный подшипник
Условное обозначение данного подшипника:
Подшипник 2007207 ТУ 37.005.162-89.
5. Расчет шпоночных соединений.
5.1 Расчет шпоночного соединения червяка с зубчатым колесом открытой передачи.
Т = 18,47· 103 Н·мм – момент, передаваемый червяком.
d = 18 мм – диаметр червяка в месте его соединения с зубчатым колесом.
Для этого соединения подбираем шпонку (по табл. 4.1[1(2)]) с размерами
b x h = 6 x 6 мм, t1 = 3,5мм – глубина паза вала, t2 = 2,8 мм.
Принимаем материал шпонки Ст – 45, [σсм] = 100МПа, [τcр] = 100 МПа.
Определяем рабочую длину шпонки lр из условия на смятие:
Принимаем l = 16 мм.
Проверяем шпонку на срез:
τcр = 2 · 18,47·103 / 6 · 8,2 · 18 = 41,7 МПа ≤ [τcр].
Принимаем по СТ СЭВ 189 - 75 для соединения червяка с зубчатым колесом шпонку 6 х 6х 16.
5.2 Расчет шпоночного соединения вала с червячным колесом.
Т = 145,9 · 103 Н·мм – момент, передаваемый валом червячного колеса.
d = 40 мм – диаметр вала в месте его соединения с колесом.
Для этого соединения подбираем шпонку (по табл. 4.1[1(2)]) с размерами
b x h = 12 x 8 мм, t1 = 5мм – глубина паза вала, t2 = 3,3 мм.
Принимаем материал шпонки Ст – 45, [σсм] = 100МПа, [τcр] = 100 МПа.
Определяем рабочую длину шпонки lр из условия на смятие:
Принимаем l = 40 мм.
Проверяем шпонку на срез:
τcр = 2 · 145,9·103 / 12 · 24,31 · 40 = 25 МПа ≤ [τcр].
Принимаем по СТ СЭВ 189 - 75 для соединения вала с червячным колесом шпонку 12 х 8х 40.
5.3 Расчет шпоночного соединения выходного вала редуктора.
Т = 145,9 · 103 Н·мм – момент, передаваемый выходным валом редуктора.
d = 28 мм – диаметр конца вала.
Для этого соединения подбираем шпонку (по табл. 4.1[1(2)]) с размерами
b x h = 8 x 7 мм, t1 = 4мм – глубина паза вала, t2 = 2,8 мм.
Принимаем материал шпонки Ст – 45, [σсм] = 100МПа, [τcр] = 100 МПа.
Определяем рабочую длину шпонки lр из условия на смятие:
Принимаем l = 45 мм.
Проверяем шпонку на срез:
τcр = 2 · 145,9·103 / 8 · 34,74 · 28 = 37,49 МПа ≤ [τcр].
Принимаем по СТ СЭВ 189 - 75 для выходного вала шпонку 8 х 7х 45.
5.4 Расчет шпоночного соединения выходного вала электродвигателя с шестерней.
Т = 7,33 · 103 Н·мм – момент, передаваемый выходным валом электродвигателя.
d = 22 мм – диаметр конца вала.
Для этого соединения подбираем шпонку (по табл. 4.1[1(2)]) с размерами
b x h = 6 x 6 мм, t1 = 3,5мм – глубина паза вала, t2 = 2,8 мм.
Принимаем материал шпонки Ст – 45, [σсм] = 10МПа, [τcр] = 100 МПа.
Определяем рабочую длину шпонки lр из условия на смятие:
,
Принимаем l = 32 мм.
Проверяем шпонку на срез:
τcр = 2 · 7,33·103 / 6 · 26 · 22 = 4,27 МПа ≤ [τcр].
Принимаем по СТ СЭВ 189 - 75 для соединения выходного вала электродвигателя с шестерней шпонку 6 х 6х 32.
6. Выбор способа смазывания передач и подшипни-ковых узлов, назначение смазочного материала и уплотнительных устройств.
Смазывание зубчатых и червячных зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвод тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибрации. Для редуктора применяем непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Погруженное колесо не должно превышать 1/3 его радиуса. Сорт масла: И-Т-Д-100 (И-индустриальное, Т-для тяжело нагруженных узлов, Д-масло с антиокислительными, антикоррозийными, противоизносными и противозадирными присадками). Класс вязкости: 100, кинематическая вязкость при 40оС, мм2/с (сСт): 90…100. Уровень масла, находящийся в корпусе редуктора, будем контролировать с помощью жезлового указателя.
Для цилиндрической открытой передачи применим периодическое смазывание весьма вязкими маслами, которые наносятся на зубья через определенный промежуток времени. Сорт масла: И-Г-С-150 (Г- для гидравлических систем, С- масло с антиокислительными, антикоррозийными, противоизносными присадками). Класс вязкости: 150, кинематическая вязкость при 40оС, мм2/с (сСт): 135…165.
Подшипники смазываются тем же маслом что и другие детали передач. Во избежание попадания в подшипники продуктов износа зубчатых колес, а так же излишнего полива маслом, подшипники защищают маслозащитными шайбами (кольцами). Подшипники, к которым затруднен доступ масла, смазывают пластичным смазочным материалом.
При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло необходимо периодически менять. Для этой цели в корпусе предусматриваем сливное отверстие, закрываемое болтом. Болт создает герметичное, соединение и пробки с этой резьбой дополнительного уплотнения не требуют.
При длительной работе, в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса, что приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы этого избежать, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушины в его верхних точках.
Уплотнительные устройства применяем для предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также для защиты их от попадания извне пыли и влаги. Используем манжетные уплотнения. Они нашли широкое применение при смазывании подшипников жидким маслом. Манжету устанавливаем открытой стороной внутрь корпуса. В этом случае к рабочей кромке манжеты обеспечен хороший доступ смазочного материала.
7. Расчет фундаментной плиты.
Для изготовления рамы выбираем по сортаменту швеллера №14 и №18
(табл. 14.2.1 [5]).
На швеллера №18 крепиться болтами М10 электродвигатель, а на швеллера №14 – редуктор. Продольные швеллера перевязываются поперечными связями, выполняемыми также из швеллеров. На швеллера №18 навариваем пластину толщиной 4 миллиметра для обеспечения необходимого межосевого расстояния открытой цилиндрической передачи. Также под электродвигатель и под редуктор подкладываются подкладки толщиной 4 мм для более точной регулировки.
Длина рамы:
Lрамы = 23 + 220 + 115 + 100 + 30 = 488 мм
Высота рамы:
H1 = 140 мм; H2 = 180 мм.
Установка швеллеров:
Аред = bред – 2а1 = 190 – 2 · 35 = 120 мм
Аэд = bэд – 2а2 = 125 – 2 · 40 = 45 мм
Разность уровней опорных поверхностей:
Δh = |Нэд – Нред – aw| = 192 – 80 - 68 = 44 мм
Врамы1 = bред + 2(b - а) = 190 + 2 ·(58 – 35) = 236 мм
Врамы2 = bэд + 2(b – а) = 125 + 2 · (70 – 40) = 185 мм
8.Конструкция и расчет фундаментных болтов.
По ГОСТ 24379.1 – 80 выбираем фундаментные болты типа 1, исполнения 1, с крупным шагом резьбы 2 мм, длиною 400 мм, d = 16мм, со шпилькой из стали марки 09Г2С.
Болт 1.1.М16х2х400 09Г2С ГОСТ24379.1 – 80.
Список используемой литературы: