6060

Индивидуальный привод с цилиндрическо-червячным редуктором

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Индивидуальный привод с цилиндрическо-червячным редуктором Кинематический расчет Подбор электродвигателя По заданным характеристикам электродвигателя и редуктора: определим общее передаточное число...

Русский

2012-12-28

712.5 KB

13 чел.

Индивидуальный привод с цилиндрическо-червячным редуктором

1.Кинематический расчет

1.1 Подбор электродвигателя

По заданным характеристикам электродвигателя и редуктора: ,        , определим общее передаточное число механизма Uред:

где nэ – частота вращения электродвигателя; n – частота вращения тихоходного вала, n=20 мин-1; Uч – передаточное число червячной передачи, Uч=16…50;

Uц – передаточное число зубчатой цилиндрической передачи, Uц=2.5  [2, с. 7].

Расчетная частота электродвигателя:

мин-1

Для расчетов по табл. 24.9 [2, c. 459] выбирается электродвигатель АИР 100S4/1410 с мощностью Pэ= 3 кВт.

Уточним передаточное число редуктора:

Определим момент на выходном валу по формуле:

 

По этому значению момента будет производиться далее расчет.

2. Выбор варианта редуктора

При конструировании должны быть выбраны оптимальные параметры изделия наилучшим образом, удовлетворяющие различным, часто противоречивым требованиям: наименьшей массе, габаритам, стоимости, наибольшему КПД, требуемой жесткости, надежности.

Применение ЭВМ для расчетов передач расширяет объем используемой информации, позволяет произвести расчеты с перебором значений наиболее значимых параметров: способа термической обработки или применяемых материалов (допускаемых напряжений) и др. Пользователю необходимо провести анализ влияния этих параметров на качественные показатели и с учетом налагаемых ограничений выбрать оптимальный вариант.

Расчет проводится в два этапа. На первом отыскивают возможные проектные решения и определяют основные показатели качества, необходимые для выбора рационального варианта: массу механизма, межосевое расстояние, материал венца колеса, коэффициент полезного действия. Анализируя результаты расчета, выбирают рациональный вариант.

На втором этапе для выбранного варианта получают все расчетные параметры, требуемые для выпуска чертежей, а также силы в зацеплении, необходимые для расчетов валов и  подшипников.

В качестве критерия оптимальности наиболее часто принимают массу изделия. Так как в данном случае производство редукторов серийное, то желательно чтобы размеры и стоимость были минимальны.

Исходные данные к расчету червячной передачи и параметры для выбора варианта приведены в Приложении 1.

После анализа полученных результатов выбираем вариант №1, так как имеет меньшие массу и габариты по сравнению с вариантом №3.

Окончательный расчет передачи по варианту №1 приведен в Приложении 2.

3.Эскизное проектирование.

3.1 Предварительный расчет диаметров валов.

Предварительные оценки значений диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам [2 с.45].

Для быстроходного вала:

где ТБ – вращающий момент на быстроходном валу.

 

По таблице 24 [2, стр. 410] выбираем стандартный диаметр: d = 22

Диаметр вала под подшипник качения:

по ряду нормальных линейных размеров принимаем dп=25 мм.

Диаметр заплечика подшипника:

по ряду нормальных линейных размеров

Для промежуточного вала:

где  - диаметр вала под колесо, Тпр – вращающий момент на промежуточном валу.

,

где  - передаточное число тихоходной ступени, - КПД червячной передачи,  [2, с. 7].

Диаметр заплечика колеса:

Диаметр вала под подшипник

Диаметр заплечика подшипника:

Для тихоходного вала:

Диаметр вала под подшипник качения:

по стандартному ряду посадочных диаметров под подшипники принимается dП = 60  

Диаметр заплечика подшипника:

принимается  = 71

Диаметр под колесо:

3.2 Предварительный расчет длин валов.

Предварительные оценки значений длин (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам [2 с.53]:

Для быстроходного вала:

Длина посадочного вала:

Длина промежуточного участка:

Для тихоходного вала:

Длина посадочного вала:

Длина промежуточного участка:

Примерная длина хвостовика тихоходного вала:

По согласованию с руководителем проекта по технологическим и  конструкторским причинам, а также после предварительного силового анализа назначают диаметры валов на промежуточном валу:

диаметр вала под колесо ,

диаметр вала под подшипник  .

3.3 Конструирование зубчатой передачи.

При серийном производстве заготовки колес получают из прутка свободной ковкой, а также ковкой в штампах. Так как объем выпуска 10000 штук в год, то применяют двусторонние штампы. Для свободной выемки заготовки из штампа принимают значения    и радиусов закруглений

3.3.1. Конструирование колеса быстроходной ступени.

Материал сталь 45 ГОСТ4543-71

Ширина венца 21

Число зубьев 75

Длина ступицы

Диаметр ступицы

Модуль зацепления

Ширина торцов венца

Фаски на торцах венца

Угол фаски

Толщина диска  

3.3.2.  Конструирование шестерни тихоходной ступени.

Выполняют шестерню за одно целое с валом (вал-шестерня) т.к. качество вала-шестерни выше, а стоимость изготовления ниже, чем вала и насадной шестерни. Все параметры берутся из распечатки.

3.4 Червячная передача.

Выпуск крупносерийный. Венец наплавленный.

Материал червячного колеса: венец Бронза БрА9ЖЗЛ ГОСТ493-79, ступица Сталь 45 ГОСТ 1050-88;

Материал червяка Сталь 40Х ГОСТ 4543-71.

3.4.1. Конструирование венца червячного колеса.

Материал Бронза БрА9ЖЗЛ ГОСТ493-79

Ширина венца

Число зубьев 58

Модуль зацепления

Ширина торцов венца

Фаски на торцах венца

Угол фаски

3.4.2. Конструирование ступицы червячного колеса.

Материал сталь 45 ГОСТ4543-71

Длина ступицы

Диаметр ступицы

Толщина диска

3.5 Конструирование крышек подшипников.

Материал для всех крышек подшипников СЧ15.

Все крышки назначаются привертными. Определяющим при конструировании крышки является диаметр отверстия в корпусе под подшипник. При установке в крышке подшипников манжетного уплотнения выполняют расточку отверстия так, чтобы можно было выпрессовать изношенную манжету

3.5.1. Конструирование крышки подшипника для быстроходного вала

Наружный диаметр подшипника

Толщина стенки [2 с.169]

Толщина боковой стенки

Размеры других элементов:

Диаметр отверстия под манжету 42 мм.

3.5.2. Конструирование крышки подшипника для промежуточного вала

Наружный диаметр подшипника

Толщина стенки [2 с.169]

Толщина боковой стенки

Размеры других элементов:

[2 с.159].

Диаметр отверстия под манжету 45 мм.

3.5.3. Конструирование крышки подшипника для тихоходного вала

Наружный диаметр подшипника

Толщина стенки [2 с.169]

Толщина боковой стенки

Размеры других элементов:

[2 с.159].

Диаметр отверстия под манжету 85 мм.

3.6 Конструирование корпуса.

  Корпусная деталь состоит из стенок , ребер, бобышек, фланцев, и других элементов, соединенных в единое целое.  При конструировании литой корпусной детали стенки следует по возможности выполнять одинаковой толщины. Толщину стенок литых деталей уменьшают до величины, определяемой условиями хорошего заполнения формы жидким металлом. Поэтому чем больше размеры корпуса, тем толще должны быть его стенки. Материал корпуса –  серый чугун СЧ15. Толщина стенки, отвечающая требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса, вычислим по формуле:

 

   Плоскости стенок, встречающиеся под прямым или тупым углом, сопрягают дугами радиусом r = 4(мм), R = 12(мм). Литейные уклоны выполняют по рекомендации [2 c. 290]. Остальные элементы корпусных деталей выполняются по правилам (стр. 290-310) учебника  П.Ф. Дунаева, О.П.Леликова.

   При проектировании редуктора следует все выступающие элементы устранить с наружных поверхностей и ввести внутрь корпуса. Это обеспечит большую жесткость и лучшие вибро-акустические свойства.   

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор:

,                               

где L – расстояние между внешними поверхностями деталей передач.

                              

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес:

Корпус имеет довольно простую форму, поэтому, сравнивая литье по выпловляемым моделям и литье в оболочковые формы, которое значительно дешевле первого, выбираем второй способ. Этот способ применяется для отливок простой формы из чугуна и стали.  

3.7 Конструирование крышки люка.

Для заливки масла в редуктор, контроля правильности зацепления и для внешнего осмотра деталей делают люки. Конструируют крышку-отдушину.

Параметры крышки:

Длина крышки  

Толщина штампованного стального листа

4. Расчет подшипников.

4.1 Выбор типа и схемы установки подшипников

Для фиксирования от осевых смещений поставим  конические подшипники на тихоходном валу по схеме «враспор».

На всех остальных валах одну обору выполняем плавающей, другую фиксирующей.

4.2 Расчет подшипников на быстроходном валу

4.2.1. Определение сил, нагружающих подшипник.

Реакции от консольной силы:

Реакции от сил в зацеплении:

-вертикальные составляющие:

 

-горизонтальные составляющие:

Суммарные реакции:

   

                                                     

                                                             

Суммарные реакции на валу:

4.2.2. Выбор подшипника

  

 Для левой опоры:

Выбирается подшипник 32205 ГОСТ 8328-75 с параметрами:

d = 25 мм, D = 52 мм, В = 15 мм , Cr = 16.8кH, Cor = 8.8 кH.

.

 Для правой опоры:

Выбирается подшипник 50305 ГОСТ 2893-82 с параметрами:

d = 25 мм, D = 62 мм, В =  17мм , Cr = 22.5кH, Cor = 11.4 кH.

4.2.3. Расчет на ресурс

Радиальная сила

где  - коэффициент эквивалентности. Для режима нагружения II  [2 c.118].

Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка

 V- коэффициент вращения кольца, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления радиальной нагрузки,  - коэффициент безопасности, по таблице 7.6 [2 c.118];  - температурный коэффициент,  [2 c.117].

Для левой опоры:

Расчетный ресурс (долговечность) подшипника (ч):

где  - коэффициент долговечности, по таблице 7.7 [2 c.119] ;  - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации,  [2 c.119].

, следовательно выбранный подшипник подходит.

Для правой опоры:

Для радиального подшипника при выполнении условия  принимаем Х=1, Y=0 [2 c.113 -116].

Расчетный ресурс (долговечность) подшипника (ч):

где  - коэффициент долговечности, по таблице 7.7 [2 c.119] ;  - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации,  [2 c.119].

, следовательно выбранный подшипник подходит.

4.2.4. Подбор посадки подшипника

Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное

Для левой опоры:

 

по таблице 7.8 [2 c.131] выбирается поле допуска на вал

Нагружение наружного кольца подшипника - местное.

По таблице 7.9 [2 c.131] выбирается поле допуска на отверстие H7.

Для правой опоры:

по таблице 7.8 [2 c.131] выбирается поле допуска на вал

Нагружение наружного кольца подшипника - местное.

По таблице 7.9 [2 c.131] выбирается поле допуска на отверстие H7.

 

4.3 Расчет подшипников на тихоходном валу.

4.3.1. Определение сил, нагружающих подшипник

Реакции от консольной силы:

Реакции от сил в зацеплении:

-вертикальные составляющие:

 

-горизонтальные составляющие:

Полные реакции.

Полные реакции на валу

4.3.2. Выбор подшипника

Выбирается подшипник роликовый радиальный: подшипник 7212А ГОСТ 27365-87 с параметрами:

d = 60 мм, D = 110 мм, В = 22 мм, Cr = 91,3 кH, Cor = 70,0 кH, e=0.4, Y=1.5.

4.3.3. Расчет на ресурс

Радиальная сила

где  - коэффициент эквивалентности. Для режима нагружения II  [2 c.118].

Минимально допустимые осевые нагрузки:

Осевые нагрузки:

V- коэффициент вращения кольца, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления радиальной нагрузки.

Принимаем X=0.4 [2 c.116]. Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка

где  - коэффициент безопасности, по таблице 7.6 [2 c.118];  - температурный коэффициент,  [2 c.117].

Рассчитывается ресурс:

где  - коэффициент долговечности, по таблице 7.7 [2 c.119] ;  - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации,  [2 c.119].

, следовательно выбранный подшипник подходит.

5.3.4. Подбор посадки подшипника

Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное.

по таблице 7.8 [2 c.131] выбирается поле допуска на вал

Нагружение наружного кольца подшипника - местное

По таблице 7.9 [2 c.131] выбирается поле допуска на отверстие H7.

4.4 Расчет подшипников на промежуточном  валу.

4.4.1. Определение сил, нагружающих подшипник 

-вертикальные составляющие:

 

-горизонтальные составляющие:

Полные реакции.

4.3.2. Выбор подшипника

Для левой опоры:

Выбирается подшипник 1027307А ГОСТ 27365-87 с параметрами:

d = 35 мм, D = 80 мм, В = 21 мм, Cr = 57.2 кH, Cor = 39 кH, e=0.83, Y=0.72.

Для правой  опоры:

Выбирается подшипник 32507  ГОСТ 8328-75 с параметрами:

 d = 35 мм, D = 72 мм, В = 23 мм, Cr = 47,3 кH, Cor = 52,5 кH.

4.3.3. Расчет на ресурс

 

Для левой опоры:

Радиальная сила

где  - коэффициент эквивалентности. Для режима нагружения II  [2 c.118].

V- коэффициент вращения кольца, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления радиальной нагрузки.

Принимаем X=0.67; Y=0.67ctg29=1.16 [2 c.117]. Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка

где  - коэффициент безопасности, по таблице 7.6 [2 c.118];  - температурный коэффициент,  [2 c.117]. кН

Рассчитывается ресурс:

где  - коэффициент долговечности, по таблице 7.7 [2 c.119] ;  - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации,  [2 c.119].

, следовательно выбранный подшипник подходит.

Для правой опоры:

Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка

 V- коэффициент вращения кольца, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления радиальной нагрузки,  - коэффициент безопасности, по таблице 7.6 [2 c.118];  - температурный коэффициент, , Х=1, Y=0. [2 c.117].

Расчетный ресурс (долговечность) подшипника (ч):

где  - коэффициент долговечности, по таблице 7.7 [2 c.119] ;  - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации,  [2 c.119].

, следовательно выбранный подшипник подходит.

4.3.4. Подбор посадки подшипника

Для левой опоры:

Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное.

по таблице 7.8 [2 c.131] выбирается поле допуска на вал

Нагружение наружного кольца подшипника - местное

По таблице 7.9 [2 c.131] выбирается поле допуска на отверстие H7.

Для левой опоры:

Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное.

по таблице 7.8 [2 c.131] выбирается поле допуска на вал

Нагружение наружного кольца подшипника - местное

По таблице 7.9 [2 c.131] выбирается поле допуска на отверстие H7.

     

4. Проверочный расчет валов на прочность. 

Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок.

Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности.

4.1Расчет быстроходного вала

Расчетная схема представлена на рис.1:

Исходные данные для расчета вала.

Консольная сила, Н:

Момент на быстроходном валу, Н*м:

Силы в червячном зацеплении, Н:

Реакции в опорах (определены при

расчете подшипников), Н:

Плечи приложения реакций и сил, мм:

Коэффициент перегрузки:

Вал изготовлен из стали марки 40X без поверхностного упрочнения.

Временное сопротивление, МПа:

Предел текучести, МПа:

Предел текучести при кручении, МПа:

Пределы выносливости, МПа:  

- при изгибе:

- при кручении:

Коэффициент чувствительности к асимметрии цикла нагружения:

Минимальный запас прочности по пределу

текучести:

4.1.1. Определение внутренних силовых факторов.

CечениеI-I.

Изгибающие моменты, Н*м:

- в плоскости YOZ:

- в плоскости XOZ (слева от сечения):

- в плоскости XOZ (справа от сечения):

Суммарный изгибающий момент, Н*м:

Момент от консольной силы, Н*м:

Максимальный изгибающий момент, Н*м:

Крутящий момент, Н*м:

Осевая сила, Н:

Сечение II-II.

Момент от консольной силы, Н*м:

Максимальный изгибающий момент, Н*м:

Крутящий момент, Н*м:

Осевая сила, Н:

Сечени III-III.

Крутящий момент, Н*м:

4.1.2. Определение геометрических характеристик опасного сечения.

Cечение I-I.

Параметры шпоночного соединения,мм:

Моменты сопротивления при расчете, мм3:

- на изгиб:

- на кручение:

Площадь поперечного сечения, мм2:

Cечение II-II.

Диаметр вала, мм:

Моменты сопротивления при расчете, мм3:

- на изгиб:

- на кручение:

Площадь поперечного сечения, мм2:

Cечение III-III.

Параметры шлицевого соединения, мм:

Моменты сопротивления при расчете, мм3:

- на изгиб:

- на кручение:

Площадь поперечного сечения, мм2:

7.3.3. Расчет вала на статическую прочность.

Cечение I-I.

Напряжения в опасном сечении, МПа:

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Общий коэффициент запаса по пределу текучести:

Cечение II-II.

Напряжения в опасном сечении, МПа:

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Общий коэффициент запаса по пределу текучести:

Cечение III-III.

Напряжения в опасном сечении, МПа:

Частный коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Вывод: Статическая прочность вала обеспечена, в опасных сечениях общий коэффициент запаса прочности больше допускаемого.

7.3.4. Расчет вала на сопротивление усталости.

Cечение I-I.

Амплитуды напряжений и средние напряжения цикла, МПа:

Червячное колесо установлено на валу с натягом. Концентратор напряжения в сечении I-I - посадка с натягом.

Отношение коэффициентов для посадки с натягом:  

Параметр шероховатости поверхности, мкм:

Коэффициенты влияния качества поверхности:

Поверхность вала - без упрочнения.

Коэффициент влияния поверхностного упрочнения:

Коэффициенты снижения пределов выносливости:

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении, МПа:

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:

Cечение II-II.

Амплитуды напряжений и средние напряжения цикла, МПа:

Внутренне кольцо подшипника качения установлено на валу с натягом. Концентратор напряжений в сечении - посадка с натягом.

Отношение коэффициентов для посадки с натягом:  

Параметр шероховатости поверхности, мкм:

Коэффициенты влияния качества поверхности:

Поверхность вала - без упрочнения.

Коэффициент влияния поверхностного упрочнения:

Коэффициенты снижения пределов выносливости:

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении, МПа:

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:

Cечение III-III.

Амплитуды напряжений и средние напряжения цикла, МПа:

Для передачи вращающего момента на консольном участке вала предусмотрена шпонка, которая и является концентратором напряжений.

Коэффициенты влияния абсолютных размеров:

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений:

Параметр шероховатости поверхности, мкм:

Коэффициенты влияния качества поверхности:

Поверхность вала - без упрочнения.

Коэффициент влияния поверхностного упрочнения:

Коэффициент снижения предела выносливости:

Предел выносливости вала в рассматриваемом сечении, МПа:

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Вывод: сопротивление усталости вала обеспечено, во всех опасных сечениях коэффициент запаса прочности больше допускаемого.  

4.2. Расчет на прочность промежуточного вала-червяка.

Расчетная схема представлена на рис.1:

Момент на промежуточном валу, Н*м:

Силы в червячном зацеплении, Н:

Реакции в опорах (определены при

расчете подшипников), Н:

Плечи приложения реакций, мм:

Коэффициент перегрузки:

Вал изготовлен из стали 40Х с закалкой поверхности витков червяка.

Временное сопротивление, МПа:

Предел текучести, МПа:

Предел текучести при кручении, МПа:

Минимальный запас прочности по пределу текучести:

7.1.1. Определение внутренних силовых факторов.

Cечение I-I является наиболее опасным.

Изгибающие моменты, Н*м:

- в плоскости YOZ:

- в плоскости XOZ (слева от сечения):

- в плоскости XOZ (справа от сечения):

Суммарный изгибающий момент, Н*м:

Максимальный изгибающий момент, Н*м:

Осевая сила, Н:

Крутящий момент, Н*м:

7.1.2. Определение геометрических харакетристик опасного сечения.

Расчет ведем по сечению, ограниченному окружностью впадин зубьев червяка. Расчет по этому сечению идет в запас прочности.

Диаметр впадин зубьев червяка, мм:

Диаметр вершин зубьев червяка, мм:

Осевой момент инерции, мм4:

Моменты сопротивления при расчете, мм3:

- на изгиб:

- на кручение:

Площадь поперечного сечения, мм2:

7.1.3. Расчет вала на статическую прочность.

Напряжения в опасном сечении, МПа:

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Общий коэффициент запаса по пределу текучести:

Вывод: Статическая прочность вала обеспечена, в наиболее опасном сечении I-I общий коэффициент запаса прочности больше допускаемого.

9.3Расчет на прочность выходного вала:

Расчетная схема:

7.3. Расчет тихоходного вала.

Консольная сила, Н:

Момент на тихоходном валу, Н*м:

Силы в червячном зацеплении, Н:

Реакции в опорах (определены при

расчете подшипников), Н:

Плечи приложения реакций и сил, мм:

Коэффициент перегрузки:

Вал изготовлен из стали марки 40X без поверхностного упрочнения.

Временное сопротивление, МПа:

Предел текучести, МПа:

Предел текучести при кручении, МПа:

Пределы выносливости, МПа:  

- при изгибе:

- при кручении:

Коэффициент чувствительности к асимметрии цикла нагружения:

Минимальный запас прочности по пределу

текучести:

7.3.1. Определение внутренних силовых факторов.

При расчете вала считаем что вся осевая нагрузка передается на вал, т.е. рассматриваем предельный случай. В действительность основная часть осевой нагрузка приходится на втулки, надеваемые на вал для крепления червячного колеса.

CечениеI-I.

Изгибающие моменты, Н*м:

- в плоскости YOZ:

- в плоскости XOZ (слева от сечения):

- в плоскости XOZ (справа от сечения):

Суммарный изгибающий момент, Н*м:

Момент от консольной силы, Н*м:

Максимальный изгибающий момент, Н*м:

Крутящий момент, Н*м:

Осевая сила, Н:

Сечение II-II.

Момент от консольной силы, Н*м:

Максимальный изгибающий момент, Н*м:

Крутящий момент, Н*м:

Осевая сила, Н:

Сечени III-III.

Крутящий момент, Н*м:

7.3.2. Определение геометрических характеристик опасного сечения.

Cечение I-I.

Параметры шпоночного соединения,мм:

Моменты сопротивления при расчете, мм3:

- на изгиб:

- на кручение:

Площадь поперечного сечения, мм2:

Cечение II-II.

Диаметр вала, мм:

Моменты сопротивления при расчете, мм3:

- на изгиб:

- на кручение:

Площадь поперечного сечения, мм2:

Cечение III-III.

Параметры шпоночного соединения, мм:

Моменты сопротивления при расчете, мм3:

- на изгиб:

- на кручение:

Площадь поперечного сечения, мм2:

7.3.3. Расчет вала на статическую прочность.

Cечение I-I.

Напряжения в опасном сечении, МПа:

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Общий коэффициент запаса по пределу текучести:

Cечение II-II.

Напряжения в опасном сечении, МПа:

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Общий коэффициент запаса по пределу текучести:

Cечение III-III.

Напряжения в опасном сечении, МПа:

Частный коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Вывод: Статическая прочность вала обеспечена, в опасных сечениях общий коэффициент запаса прочности больше допускаемого.

7.3.4. Расчет вала на сопротивление усталости.

Cечение I-I.

Амплитуды напряжений и средние напряжения цикла, МПа:

Червячное колесо установлено на валу с натягом. Концентратор напряжения в сечении I-I - посадка с натягом.

Отношение коэффициентов для посадки с натягом:  

Параметр шероховатости поверхности, мкм:

Коэффициенты влияния качества поверхности:

Поверхность вала - без упрочнения.

Коэффициент влияния поверхностного упрочнения:

Коэффициенты снижения пределов выносливости:

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении, МПа:

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:

Cечение II-II.

Амплитуды напряжений и средние напряжения цикла, МПа:

Внутренне кольцо подшипника качения установлено на валу с натягом. Концентратор напряжений в сечении - посадка с натягом.

Отношение коэффициентов для посадки с натягом:  

Параметр шероховатости поверхности, мкм:

Коэффициенты влияния качества поверхности:

Поверхность вала - без упрочнения.

Коэффициент влияния поверхностного упрочнения:

Коэффициенты снижения пределов выносливости:

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении, МПа:

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:

Cечение III-III.

Амплитуды напряжений и средние напряжения цикла, МПа:

Для передачи вращающего момента на консольном участке вала предусмотрена шпонка, которая и является концентратором напряжений.

Коэффициенты влияния абсолютных размеров:

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений:

Параметр шероховатости поверхности, мкм:

Коэффициенты влияния качества поверхности:

Поверхность вала - без упрочнения.

Коэффициент влияния поверхностного упрочнения:

Коэффициент снижения предела выносливости:

Предел выносливости вала в рассматриваемом сечении, МПа:

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Вывод: сопротивление усталости вала обеспечено, во всех опасных сечениях коэффициент запаса прочности больше допускаемого.  

6. Расчет соединений.

6.1. Шпоночные соединения

Шпоночные соединения применяются для передачи вращательного момента с колеса на вал. Чаще всего применяются призматические и сегментные шпонки. Во всех шпоночных соединениях при проектировании в данном случае использовались призматические шпонки, т.к. диаметры валов малы, и использование сегментных шпонок не допустимо из-за глубоких пазов для них. Рассчитываются шпоночные из условия прочности шпонки на смятие.

6.1.1. Шпонка на быстроходном  валу. 

Для : b=4 мм, h=4, t1=2.5мм по таблице 24.27 [2 c. 475].

Для стальной  неподвижной шпонки принимается

мм

Округляем по ряду длин призматических шпонок  l=25 мм.

6.1.2 Шпонка на тихоходном валу.

Для : b=20 мм, h=12, t1=7.5мм по таблице 24.29 [2 c. 476].

Для стальной  неподвижной шпонки принимается

мм

Округляем по ряду длин призматических шпонок  l=63 мм.

6.1.3 Шпонка на промежуточном валу

Для : b=8 мм, h=7, t1=4мм по таблице 24.29 [2 c. 476].

Для стальной  неподвижной шпонки принимается

мм

Округляем по ряду длин призматических шпонок  l=14 мм.

7. Расчёт упругой  муфты со стальными стержнями.

Диаметр окружности центров стержней:

,

где .

Наружный диаметр муфты:

Расстояние от средней плоскости до точки начала контакта стержня с полумуфтой:

Зазор между полумуфтами:

Длина стержня:

Длина зоны контакта стержня и полумуфты:

Диаметр стержней:

,

где -допускаемое напряжение изгиба, , таблица 20.2 [2 с.342],  для муфт постоянной жесткости; угол относительного поворота муфт  [2 с. 345].

,

Число стержней:

8. Выбор упругой муфты.

По атласу деталей машин под ред. Решетова определяем муфту упругую с торообразной оболочкой.

9. Выбор смазочных материалов

   9.1. Смазывание передач

Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в  воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую  вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.

Контактные напряжения (из распечатки).

По таблице 11.1 [2 c. 200] выбирается кинематическая вязкость масла 28. По таблице 11.2 [2 c. 200] выбирается марка масла И-Т-С-320.

9.2. Смазывание подшипников

При катрерном смазывании передач подшипники смазывают брызгами масла. Т.к. окружная скорость колес больше 1, то брызгами масла будут покрыты все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес, валов и со стенок корпуса масло попадает в подшипник.

Подшипники быстроходного вала защищены маслоотражательным кольцом и будут смазываться масляным туманом.

10. Проектирование рамы 

   

   Конфигурацию и размер рамы определяют тип и размеры редуктора и электродвигателя. Раму удобно конструировать из двух продольно расположенных швеллеров и приваренных к ним трех – четырех поперечно швеллеров. Швеллеры располагают полками наружу. Такое расположение удобно для крепления узлов к раме, осуществляемого болтами. Тип швеллера выбираем исходя из длины рамы. Длину рамы определим прорисовкой L=720мм.

Высоту швеллера определим по формуле:   

По табл. 24.51  [2 c. 488] подбираем швеллер №14 по ГОСТ 8240-89. Выбран швеллер большего размера для удобства установки фундаментных болтов.

   Размер катета сварного шва выберем исходя из наименьшей толщины деталей рамы. Такой деталью является швеллер. Катет шва 5(мм). Сварка ручная дуговая по ГОСТ 5264-80.

В раме выполнены отверстия диаметром:

для крепления рамы к полу– 20мм;

для крепления редуктора к раме – 15мм.

для крепления электродвигателя к раме – 12мм.

11. Список используемой литературы.

  1.  Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. т. 1-3  М., Машиностроение, 1982.
  2.  Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. Л., Высшая школа, 2000.
  3.  Буланже А.В., Палочкина Н.В., Фадеев В.З. Методическое указание по расчету на прочность цилиндрических и конических передач. М., МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1990
  4.  Поляков В.С., Барбаш И.Д., Ряховский О.А. Справочник по муфтам. Л., Машиностроение, 1979.
  5.  Тибанов В.П., Варламова Л.П. Методические указания к выполнению домашнего задания по разделу «Cоединения». М., МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1999.
  6.  Атлас по деталям машин. т. 1,2. Под ред. Решетова Д.Н. М., Машиностроение, 1992.
  7.  Иванов М. Н., Иванов В. Н., Детали машин. Курсовое проектирование., Высшая школа, 1975.

  1.  

 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

76264. Глобальный экологический кризис, его причины и проявления 28.73 KB
  Развитие человеческого общества невозможно без взаимодействия с окружающей средой без воздействия на природу без использования ее ресурсов. Возможно также существенное перераспределение водных ресурсов.
76266. Электропривод 165.34 KB
  В простейшем понимании электропривод представляет собой электромеханическую систему предназначенную для преобразования электрической энергии в механическую приводящую в движение рабочие органы различных машин.
76267. Административная ответственность несовершеннолетних 22.19 KB
  Норма данной статьи Кодекса корреспондируется с нормами уголовного гражданского трудового и других отраслей права. Таким образом законодатель считает лицо достигшее 16 лет обязанным и способным осознавать социальный смысл своего поведения признавать и уважать права...
76268. Этика делового общения 31.29 KB
  Этика делового общения совокупность нравственных норм правил и представлений регулирующих поведение и отношения людей в процессе их производственной деятельности. Этика делового общения представляет собой частный случай этики вообще и содержит в себе ее основные характеристики.
76269. Проведення судово-психологічної експертизи 20.22 KB
  У процесі судово-експертного дослідження проводиться ретроспективний аналіз психологічний аналіз результатів діяльності людини. обвинувачуваного у скоєнні вбивства була призначена судовопсихологічна експертиза з метою визначення чи перебував обвинувачений у момент...
76270. Поняття цивілізації. Типологія цивілізацій та контакти між цивілізаціями в часі 97.83 KB
  За багатьма ознаками нашу епоху можна назвати переломною історичною епохою, коли особливо гостро постають питання пошуку джерел та нових суспільних форм соціально-політичного та економічного розвитку, його гармонізації із соціальними відносинами та навколишнім природнім середовищем.
76271. Сутність та роль фінансової звітності 68.64 KB
  Саме завдяки фінансовій звітності рівень достовірності якої підтверджено аудитором формуються передумови здійснення значних фінансовогосподарських операцій. Ці вигоди можливо отримати завдяки ефективному використанню достовірної облікової інформації яка міститься у фінансовій звітності...
76272. ЭКОЛОГИЧЕСКИЕ ФАКТОРЫ И ИХ ВЛИЯНИЕ НА ЗДОРОВЬЕ 51.72 KB
  Все процессы в биосфере взаимосвязаны. Человечество - лишь незначительная часть биосферы, а человек является лишь одним из видов органической жизни. Разум выделил человека из животного мира и дал ему огромное могущество.