Расчет механического привода технологического оборудования

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

ПОЛОЦКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

КАФЕДРА ТЕОРЕТИЧЕСКОЙ МЕХАНИКИ

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

ПО ПРИКЛАДНОЙ МЕХАНИКЕ

НА ТЕМУ: ”РАСЧЁТ МЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО ОБОРУДОВАНИЯ”

ВАРИАНТ - ГД-3

РАЗРАБОТАЛ: СТ-НТКА ГР. 09ХТ

Аксёнова Е.О.

ПРОВЕРИЛ:

ЗАВИСТОВСКИЙ В.Э.

НОВОПОЛОЦК 2011

Содержание

1. Введение

2. Кинематические расчеты

2.1 Разработка кинематической схемы привода

2.2 Определение потребной мощности электродвигателя и выбор его по каталогу

2.3 Определение действительного передаточного отношения и разбивка его по ступеням

2.4 Определение параметров ступеней передач

3. Выбор типового редуктора

4. Расчет механических передач

4.1 Расчет цепной передачи с роликовой цепью

4.2 Расчет зубчатого зацепления

5. Расчет шпоночных соединений

6. Выбор подшипников

7. Система смазки

8. Технический расчет рамы

Заключение

Литература

1. Введение

привод цепной кинематический редуктор подшипник

Приводом называют устройство, которое приводит в действие двигателем различные машины или механизмы. Энергия необходимая для приведения в действие машины или механизма, может быть передана от вала двигателя непосредственно или с помощью дополнительных устройств. Передача энергии непосредственно от двигателя возможна в случаях, когда частота вращения вала машины совпадает с частотой вращения двигателя (на пример в приводах вентиляторов, насосов и т.п.). В остальных случаях применяют передаточные механизмы на основе механических передач (зубчатые, червячные, цепные, ременные и другие), согласующие скорости и моменты двигателя и рабочего органа машины (двигателя).

В данном курсовом проекте разработан привод, состоящий из электродвигателя, цепной открытой передачи и редуктора c цилиндрической одноступенчатой прямозубой передачей.

Редуктором называют агрегат, содержащий передачи зацеплением и предназначенный для повышения вращающего момента и уменьшения угловой скорости двигателя. Зубчатая передача-это механизм, который с помощью зубчатого зацепления передает или преобразует движение с изменением угловых скоростей и моментов. Цилиндрические колеса с прямыми зубами обеспечивают передачу между параллельными валами редуктора.

Цепной привод широко применяется в сельхозмашинах, транспортном и химическом машиностроении, станкостроении, подъемно-транспортных устройствах для передачи крутящих моментов между двумя или несколькими параллельными валами. Преимущества: высокий кпд, отсутствие скольжения, возможность передачи движения нескольким ведомым звездочкам. Недостатки: вытягивание цепи, точный монтаж, неравномерность хода, шум, система ухода (смазка, регулирование).

2. Кинематические расчеты

2.1 Составление кинематической схемы привода

2.2 Определение потребной мощности электродвигателя и выбор его по каталогу

Определение кпд привода:

, где

кпд открытой передачи (цепной);

кпд закрытой передачи (цилиндрической);

кпд подшипниковой пары.

кпд муфты

Тогда

Определение потребной мощности электродвигателя и выбор его по каталогу:

Принимаем равным 7,5.

Выбор электродвигателя:

Электродвигатель подбираем по каталогу по определенной потребной мощности. В данном расчёте используется асинхронный двигатель переменного тока (ГОСТ 19523-74). Эти двигатели серии 4А по сравнению с двигателями А2 и А02 имеют определённые преимущества: меньшую массу на 18%, компактность, большие пусковые моменты, а также большую надёжность, меньшие уровни шума и вибраций. Поэтому по таблице 2.4 [1] производим подбор электродвигателей асинхронных серии 4А:

Тип двигателя	Номинальная мощность, кВт	Синхронная частота вращения, об/мин
4А112М2У3	N=7,5	n=3000
4А132S4У3	N=7,5	n=1500
4А132М6У3	N=7,5	n=1000

Асинхронная частота вращения двигателя:

, где - скольжение.

Принимаем S=0,05. Тогда для выбранных двигателей асинхронная частота вращения будет:

2.3 Определение действительного передаточного отношения и разбивка его по ступеням

Действительное передаточное отношение привода вычисляется по формуле:

:

,

где частота вращения на выходном валу привода.

Выбираем двигатель типа 4А132S4У3, у которого действительное передаточное отношение: .

Основные параметры двигателя:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Тип	Число полюсов	Габаритные размеры, мм	Установочно-присоединительные размеры, мм
		l30	h31	d30	l1	l10	l31	d1	d10	b10	h
4А132	2	480	178	302	80	140	89	38	12	216	132

Разбивка передаточного отношения по ступеням:

Передаточное число для зубчатой косозубой передачи принимаем u=3,15, для зубчатой прямозубой передачи принимаем u=1,8, для цепной передачи: u=1,6.

2.4 Определение параметров ступеней передач

Частоты вращения валов.

Мощность на валах.

Крутящие моменты на валах.



Ориентировочные диаметры валов.

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т.е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными . При этом меньшие значение для быстроходных валов, большие для тихоходных.

Оценка среднего диаметра вала в месте посадки зубчатого колеса производится приближенно из расчета только на кручение (третье условие прочности):

- для вала электродвигателя;

- для быстроходного вала;

- для тихоходного вала;

- для вала муфты.

Выбор типового редуктора.

По исходным данным к курсовому проекту:

- мощность привода Р_пр=5,1 кВт и расчетным данным:

- передаточное число цилиндрической передачи u_цил.п=5,6 выбираем одноступенчатый цилиндрический редуктор серии ГО с допускаемой мощностью N=14 кВт, межосевым расстоянием a=100мм и передаточным числом u=5,6

Для выбранного редуктора принимаем:

3. Выбор типового редуктора

По исходным данным к курсовому проекту:

- мощность привода Р_пр=5,1 кВт и расчетным данным

- передаточное число зубчатой передачи u₂=3,95 выбираем одноступенчатый цилиндрический редуктор с межосевым расстоянием a=200мм, передаточным числом u=3,95 и n_б=500 об/мин.

Габаритные размеры редуктора:

Аб	Ат	В1	В2	В3	В4	В5	Н6	Н1	Н2	L
150	200	700	510	280	50	80	440	210	20	256
L1	L2	a	d	d1	d2	C1	C2	l	l1	b
286	199	95	30	50	18	115	120	80	110	8
b1	t	t1	t2	t3	n
16	26	33	45	55	6

4. Расчет механических передач

4.1 Расчет цепной зубчатой передачи

Число зубьев ведущей звездочки

.

Число зубьев ведомой звездочки

.

Действительное передаточное число передачи

.

Коэффициент эксплуатации

,

где - коэффициент, учитывающий динамичность передаваемой нагрузки:

нагрузка спокойная - ;

- коэффициент, учитывающий режим работы передачи:

работа в одну смену - ;

- коэффициент, учитывающий качество смазки передачи и условия её работы:

смазка разбрызгиванием, условие работы- без пыли - ;

- коэффициент, учитывающий способ регулировки натяжения цепи:

цепь не регулируемая - ;

- коэффициент, учитывающий межосевое расстояние (длину цепи):

при ;

- коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонту:

линия центров звездочек наклонена к горизонту до 60° - .

Тогда .

Расчетная мощность передаваемая цепью:

Выбираем цепь однорядную ПЗ-1-12,7-49-46.5:

Параметры цепи: t=12,7 мм - шаг цепи;

Рабочая ширина bmax=46.5 мм

Длина соединения валика

Длина валика

Ширина пластины

Толщина пластины , вес 1 метра q=2.7

Скорость цепи

.

Окружное усилие

;

Удельное давление в шарнирах цепи

, где

- допускаемое удельное давление;

.

Тип смазки

Т.к. ,то смазка то смазка существляется разбрызгиванием.

Число звеньев цепи или длина цепи, выраженная в шагах

, где

- оптимальная величина межосевого расстояния;

,тогда

- полученное значение округляем до целого четного числа, т.е. принимаем z=82.

Расчетное межосевое расстояние при принятом z

;

.

Действительное межосевое расстояние

.

Число ударов цепи при набегании ее на зубья звездочек и сбегании с них

,где

- допустимое значение. тогда

.

Коэфициент запаса прочности цепи

. где

- сила, разрушающая цепь;

- нагрузка от центробежных сил, где

- масса одного метра цепи, тогда

;

- окружное усилие;

- сила от провисания цепи, где

- коэффициент провисания при горизонтальном расположении передачи, тогда

, тогда

;

Сила, нагружающая вал передачи

- при угле наклона передачи к горизонту до 40° и без учета веса цепи.

Конструирование звездочек для приводной роликовой цепи

Конструкция звездочек одинакова, но только будут отличаться диаметры валов к ним.



Параметр	Расчетная формула	Ведущая звездочка	Ведомая звездочка
1.Шаг цепи	t	12,7	12,7
2.Расстояние от центра шарнира до рабочей грани звена	u	4,76	4,76
3.Диаметр делительной окружности, мм		130	209
4. Высота зуба		8.3	8.3
5.Диаметр наружной окружности, мм		130	209
6.число зубьев звездочек	z	32	51
7.Диаметр окружности впадин, мм
8.радиальный зазор		1.27	1.27
9.Расстояние от оси пластины до вершины зуба звена		7	7
10.Ширина цепи	b	46,5	46,5
11.Толщина пластины	s	1,5	1,5
12.Угол наклона поворота звена на звездочке		11.25	7.058
13.Половина угла заострения зуба,град		18,75	2,924
14.Ширина зуба звездочки		49.5	49.5
15.Ширина венца		49.5	49.5
16.Расстояние от вершины зуба до линии центров		5.08	5.08
17.Радиус закругления торца зуба и направления проточки		12.7	12.7
18.Глубина проточки		9.525	9.525
19.Ширина проточки	=2s	3	3
20.Толщина зуба на высоте у		4.502	4.92
21.Измерительная высота зуба		1.938	1.938
22.Расстояние между кромками рабочих граней зубьев при б=60°		14.11	14.11

4.2 Расчет зубчатого зацепления

Проверочный расчет на контактное напряжение зубчатого колеса d₂.

Материалы и допускаемые напряжения.

1.Выбираем материалы шестерни и зубчатого колеса из таблицы 4.11. [3].

Материал шестерни - сталь 45ХН: НВ₁=230-280, _В1=850 МПа, _Т1=650 МПа.

Материал зубчатого колеса - сталь 40Х: НВ₂=230-260, _В2=850 МПа, _Т2=550 МПа.

2.Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости, из рис.4.1.3. для шестерни N_{H lim1}=1,9_*10⁷; для зубчатого колеса N_{H lim2}=1,8_*10⁷.

3.Эквивалентное число циклов

N_HE1(2)=60_*n_1(2)*L_h*c_*k_HE,

Где L_h=4,5_*10⁶ ч-продолжительность работы передачи;

с=1 для обоих колес- число зацеплений зуба за один оборот колеса;

k_HE-коэффициент, учитывающий изменение нагрузки передачи. Поскольку нагрузка постоянна, то k_HE=1.

Тогда

N_HE1=60_*1000_*1_*1_*4500=330 10⁶

N_HE2=60_*125_*1_*1_*4500=57.75 10⁶

4.Коэффициет долговечности:

Z_N1(2)=,

здесь q_H=6-показатель степени кривой усталости при расчете на контактную выносливость.

Z_N1=,

Z_N2=,

Но поскольку N_H2N_HE1, принимаем Z_N1=Z_N2=1.

5.Предел контактной выносливости выбираем из таблицы 4.1.3. [3] в зависимости от НВ:

_{H lim1(2)}=2HB₁+70:

-для шестерни

_{H lim1}=2HB₁+70=2_*250+70=570 МПа;

-для зубчатого колеса

_{H lim2}=2HB₂+70=2_*240+70=550 МПа

6.Допускаемые контактные напряжения:

_Н1(2)=0,9_{Н lim1(2)*}Z_N1(2)/S_H1(2),

где S_H- коэффициент запаса прочности (выбираем S_H1=S_H2=1,1 как для зубчатых колес с однородной структурой).

_Н1=0,9_*570_*1/1,1=466,4 МПа;

_Н2=0,9_*550_*1/1,1=450 МПа.

7.Расчетные допускаемые контактные напряжения для цилиндрических прямозубых колес за _НР принимается наименьшее из рассчитанных _Н1, _Н2. Т.о.

_НР=_Н2=450 МПа

Расчет диаметра шестерни и выбор основных параметров передачи.

1.Расчетный диаметр шестерни:

d₁'=k_d,

где k_d=77 МПа^1/3 для прямозубых передач;

_bd- коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра. Коэффициент _bd принимаем из таблицы 4.2.6.[3]: _bd=1.

K_H- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Из рисунка 4.2.2.[3] принимаем K_H=1.05;

К_а- коэффициент внешней динамической нагрузки. Из табл. 4.2.9. [3] принимаем К_а=1,00.

Тогда

d₁'=77_*=36мм.

2.Ширины венцов:

-зубчатого колеса b₂=_bd*d₁'=1_*36=36;

-шестерни b₁=b₂+4=36+4=40мм;

3.Принимаем предварительно z₁'=19

m'=d₁'/z₁'=40/19=2.1мм.

Значение m' округляем до ближайшей стандартной величины m_n=m в соответствии с ГОСТ 9563-60 m=2 мм (табл. 4.2.2 [3]).

4.Число зубьев шестерни

z₁=36/2=18;

5.Число зубьев колеса

z₂=z_1*u=18_*5,6=100;

6.Расчетное межосевое расстояние вычисляем по формуле:

a_w0=0.5_*(d_w1+d_w2),

где

d_w1=m_*z₁=2_*18=36мм

d_w2=m_*z₂=2_*100=200 мм.

Тогда

a_w0=0.5_*(36+200)=118 мм.

Геометрические размеры зубьев и колес:

-диаметры делительных окружностей:

d₁=m_*z₁=2_*18=36мм;

d₂=m_*z₂=2_*100=200

-диаметр вершин зубьев:

d_a1=d₁+2m_*(h_a+ x₁-Дy)=36+2_*1,5(1-0+0)=39мм;

d_a2=d₂+2m_*(h_a+ x₂-Дy)=100+2_*1,5(1-0+0)=103 мм;

-диаметр впадин зубьев:

мм

мм

диаметр основной окружности:

d_b1=d_1*cos₀=16_*cos20=15.2 мм;

d_b2=d_2*cos₀=100_*cos20=94 мм.

Проверка расчетных контактных напряжений на зубчатом колесе.

1.Окружная сила в зацеплении:

F_t===720Н;

2.Окружная скорость колес:

V=м/с.

3.Степень точности из таблицы 4.2.8.[3] не ниже 9(пониженная точность).

4.Удельная окружная сила:

W_Ht==20,2H/мм;

8.Расчетные контактные напряжения

_H=Z_H*Z_E*Z_*HP,

где Z_H- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, для прямых зубьев Z_H=1,77.

Z_E- коэффициент, учитывающий механические свойства материала, Z_H=275МПа^1/2.

Z- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямых зубьев Z=1,0.

_H=1.77_*275_*1.0_*=237 МПа.

_H<_HP, следовательно выполняется условие расчета на контактную прочность.

5. Расчет шпоночных соединений

Т.к. высота и ширина призматических шпонок выбираются по стандартам, то расчет шпоночных соединений сведем к нахождению длины шпонки на основании принятого допускаемого напряжения.

Выберем для редуктора работающего со слабыми толчками по табл.5.11.,c.92,[2].

Шпонка на быстроходном валу

Исходя из диаметра вала , выберем призматическую шпонку с округленными концами со следующими размерами:

Определим рабочую длину шпонки:

где , тогда

.

Находим общую длину шпонки:

Принимаем шпонку по СТ СЭВ 189-75.

Шпонка на промежуточном валу

Исходя из диаметра вала , выберем призматическую шпонку с округленными концами со следующими размерами:

Определим рабочую длину шпонки:

 где , тогда

.

Находим общую длину шпонки:

Принимаем шпонку по СТ СЭВ 189-75.

Шпонки на тихоходном валу

Исходя из диаметра вала мм,выберем призматическую шпонку с округленными концами со следующими размерами:

Определим рабочую длину шпонки:

Находим общую длину шпонки:

Принимаем шпонку по СТ СЭВ 189-75.

6. Расчет подшипников

Т.к. первый вал является валом электродвигателя, а второй и третий - валы стандартного двухступенчатого цилиндрического редуктора, а так же промежуточный вал редуктора, то валы расчету не подлежат. Расчету подлежат только подшипниковые узлы.

Для расчета подшипниковых узлов необходимо найти реакции, действующие в опорах.

Расчетная схема второго вала :

Изгиб вала в вертикальной плоскости (

кН

кН

Отсюда

Проверка: :

0.393-0.57+0.177=0

Изгиб вала в горизонтальной плоскости

;

Проверка: :



-1.0038-1.17+0.9+2.12=0

Изгиб вала в горизонтальной плоскости:

Отсюда

Отсюда

Проверка: :

,

Изгиб вала в вертикальной плоскости:

Отсюда

Отсюда

Проверка: :

Расчет подшипников для 2 вала

Предварительно выбираем для быстроходного вала подшипник роликовый конический однорядный легкой серии с .

Основные размеры и параметры подшипника, мм (табл. 7.10.6 [3]):

Обозначение подшипника	d, мм	D, мм	B, мм	R, мм	R1, мм	C, кН	C0, кН
7205	25	52	15	1,5	0,5	24,0	17,5

Для выбранного подшипника определяем соотношение:

По величине данного отношения выбираем значение параметра e (табл. 7.5.2 [3]):



Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка (опора А):

,где

- коэффициент безопасности, учитывающий характер внешней нагрузки - нагрузка с умеренными толчками (табл. 7.5.3 [3]);

- коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипникового узла - (табл. 7.5.4 [3]).

- коэффициент вращения - при вращении внутреннего кольца по отношению к направлению нагрузки;

- осевая нагрузка, действующая на вал;

- радиальная нагрузка в опоре А;

X, Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузки, выбираются в зависимости от соотношения:

, следовательно Х=0,4; Y=1,49 тогда:

;

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка (опора В):

,где

,

следовательно Х=0,4; Y=1,49 (табл. 7.5.2 [3]), тогда:

;

Т.к. для обеих опор берем одинаковые подшипники, то дальнейший расчет проводим для большей из величин, т.е. для :

Долговечность подшипника:

Для роликоподшипников: тогда

Определим требуемую динамическую грузоподъемность

Так как (=7000ч), то данный подшипник будем заменять 2 раза.

Из таблицы 7.10.6 [3] следует, что выбранный подшипник роликовый конический однорядный легкой серии 7205 ГОСТ 3169-71 соответствует требуемой нагрузке.

Расчет подшипников для 3 вала

Предварительно выбираем для тихоходного вала подшипник шариковый однорядный радиальный особо легкой серии с .

Основные размеры и параметры подшипника, мм (табл. 7.10.2 [3]):

Обозначение подшипника	d, мм	D, мм	B, мм	R, мм	C, кН	C0, кН
7000106	30	55	9	0,5	11,2	5,85

Для выбранного подшипника определяем соотношение:

По величине данного отношения выбираем значение параметра e: (табл. 7.5.2 [3]).

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка (опора А):

,где

- коэффициент безопасности, учитывающий характер внешней нагрузки - нагрузка с умеренными толчками (табл. 7.5.3 [3]);

- коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипникового узла -

- коэффициент вращения - при вращении внутреннего кольца по отношению к направлению нагрузки;

- осевая нагрузка, действующая на вал;

- радиальная нагрузка в опоре А;

X, Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузки, выбираются в зависимости от соотношения:

, следовательно Х=0,56; Y=1,45 (табл. 7.5.2 [3]) тогда:

;

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка (опора В):

,где

,

следовательно Х=0,56; Y=1,45 тогда:

;

Т.к. для обеих опор берем одинаковые подшипники, то дальнейший расчет проводим для большей из величин, т.е. для :

Долговечность подшипника:

Для роликоподшипников: тогда

Определим требуемую динамическую грузоподъемность



Так как (=7000ч), то данный подшипник будем заменять 2 раза.

Из таблицы 7.10.6 [3] следует, что выбранный подшипник шариковый однорядный радиальный особо легкой серии 7000106 ГОСТ 3169-71 соответствует требуемой нагрузке.

7. Система смазки

Выбор смазки для редуктора

Для уменьшения потерь на трение в зацеплении, предотвращения заедания зубьев, охлаждения зубчатых колес, удаление продуктов износа и предохранение от коррозии применяют два способа смазки: картерная (окунанием) и циркуляционная.

Наиболее простым и надежным является картерная смазка, применяемая при окружной скорости колес до 15м/с рекомендуется погружать в масло только колесо на глубину 3…4 модуля, но не менее, чем на 10мм. Колеса при окружной скорости не более 2м/с можно погружать на глубину до 1/3 и более радиуса колеса.

Для редуктора по таблице 5.10 [2] выбираем минеральное масло И-20А (ГОСТ 20799-75) с вязкостью при 50?С равной 17..23мм²/с.

Уровень масла в корпусе контролируется с помощью жезлового маслоуказателя.

Смазка цепной передачи

Поскольку скорость цепи больше 8 м/с (13,9 м/с), то необходимо осуществлять подачу смазки разбрызгиванием.

Смазка подшипников

Смазывание подшипников осуществляется пластичной мазью. Для подшипников выбираем пластичную литиевую смазку ЦИАТИМ-203 (ГОСТ 8773 - 73) с температурой каплепадения не ниже 150?С и температурой применения 50?…90?С. Мазь будем закладывать в камеры корпусов подшипников на 1/3…2/3 их свободного объёма и периодически восполнять.

Уплотнительные устройства

Подшипники должны быть тщательно защищены от попадания в них пыли и грязи. Для этого, а также для предохранения вытекания смазки из корпуса подшипника, применяют внешние уплотнительные устройства. Для подшипников, смазываемых консистентными мазями, предусматривают внутренние уплотнительные устройства, назначение которых противодействовать поступлению в корпус подшипника лишней смазки, разбрызгиваемой колёсами. В качестве внешнего устройства -будем использовать манжетные уплотнения, а в качестве внутреннего- маслоудерживающие кольца.

8. Технический расчет рамы

Ориентировочная длина рамы L_рам=700 мм..

Высота рамы определяется из 2-х условий:

а)

б) Учитывая, что для изготовления рам чаще используется сортамент швеллера, высота его выбирается из возможности размещения большего из болтов или :

Большим является . Из таблиц 14.2.1 [3] и 14.2.3. [3] принимаем швеллер №16 с h=160мм.

Установка швеллеров

, где

а - расстояние от стенки швеллера до оси отверстия: а=35 мм из таблицы 14.2.3. [3]

Тогда

Т.к. , то ширина швеллеров в месте установки редуктора и электродвигателя различная. Это требует разрезания полок швеллера и укрепления мест резки накладками. Продольные швеллеры перевязываются поперечными связями, выполняемыми также из швеллеров:

Разность уровней опорных поверхностей электродвигателя и редуктора:

Следовательно:

Швеллеры определяют минимальную высоту рамы для наибольшего из размеров H_эд или H_ред, т.е. в данном случае H_ред=115 мм. Для H_эд=102 мм выполняется надстройка.

Под опорные места редуктора и электродвигателя на швеллеры рамы и надстройку приваривают платики толщиною 6мм с последующей их обработкой до толщины 4мм, что устраняет результаты коробления рамы после сварки и позволяет выдержать разницу уровней опорных поверхностей h.



Платики приваривают также на нижней опорной поверхности рамы в местах ее крепления к фундаменту с использованием фундаментных болтов 20мм в соответствие с параметрами швеллера. Выбираем крепление рамы к фундаменту следующего вида.

В связи с допуском на высоту центров электродвигателя и редуктора, следует предусмотреть установку под болты их крепления к раме комплекта регулировочных прокладок толщиною 23 мм.

Фундаментные болты

Принимаем болты фундаментные (ГОСТ 24379.1-80) типа 1 - болты фундаментные изогнутые - исполнение 1; d=M20; с мелким шагом резьбы 1,25мм; длину болта принимаем L=350мм. Принимаем шпильку из стали марки 09Г2С.

Болт 1.1.М121,25350 09Г2С ГОСТ 24379.1-80

Конструкция фундаментного болта.

1-шпилька;

2-гайка по ГОСТ5915-70;

3-шайба.

Заключение

При выполнении курсового проекта на тему: «Рассчитать и вычертить механический привод узла технологического оборудования», были получены следующие данные: выбран электродвигатель марки 4А71А2У3 с мощностью 0,75 кВт, асинхронный. По технике безопасности двигатель закрытого исполнения. Привод осуществляется с помощью роликовой цепи с межосевым расстоянием и скоростью

Также получен цилиндрический одноступенчатый редуктор: ; ; Корпус редуктора выполнен из серого чугуна. Корпус служит для размещения в нем деталей передачи, их координация и защиты от загрязнения.

При выполнении курсового проекта, пройдя от кинематического расчета до претворения механического привода в графическом материале, мы приобщились к инженерному творчеству. В курсовом проекте проводились расчеты передач, подшипников, геометрических параметров деталей и корпуса редуктора. Делалась эскизная компоновка основных деталей и узлов передаточного механизма и привода в целом, определялись размеры корпусных деталей и выбирались материалы деталей в зависимости от условий работы, технологии изготовления и типа производства.

В результате освоили и приобрели навыки конструирования и расчета механического привода, научились правильно и обоснованно применять полученные знания для решения конкретных инженерных задач.

Литература

1.Курсовое проектирование деталей машин: Справочное пособие в 2 ч. /А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Д. Калацев и др. - Мн.: Выш.шк., 1982.

2.Детали машин. Проектирование: учебное пособие / Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда/. 2-е издание, исправленное и дополненное - Мн.: УП «Технопринт», 2002.

3.Детали машин в примерах и задачах: Учебное пособие / Под общ. ред. С.Н. Ничипорчика/.2-е изд.- Мн.: Выш. школа, 1981.

4.Иосилевич Г.Б. Детали машин: Учебник для студентов машиностроит. спец. вузов.- М.: Машиностроение,-1988.

6.Завистовский В.Э., Захаров Н.М. Прикладная механика: Задания и методические указания на курсовой проект для студентов специальности Т.15.02 “Химическая технология производства и переработки органических материалов” очной и заочной форм обучения.- Новополоцк: ПГУ, 2001.

Размещено на Allbest.ru