68818

Привод общего назначения

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Расчет зубчатой передачи и передачи винтгайка. Расчет ременной передачи. Литература Введение Редуктором называют механизм состоящий из зубчатых или червячных передач выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Русский

2014-09-26

1016 KB

5 чел.

Министерство образования Республики Беларусь

Белорусский национальный технический университет

Кафедра “Детали машин, подъемно-транспортные

машины и механизмы”

Группа 107523

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по курсу

«Основы конструирования и детали машин»

Тема: ”Привод общего назначения

Пояснительная записка

КП 400102.00 ПЗ

    Исполнитель проекта: ст.            А.В. Гранин

Консультант: доцент, к.т.н.            П.П. Капуста

Минск 2005


Содержание

 Введение.

1. Исходные данные проекта, кинематический и динамический

расчет привода, выбор электродвигателя.

2. Расчет зубчатой передачи и передачи винт-гайка.

3. Расчет ременной передачи.

4. Предварительный расчет валов.

5. Предварительный выбор подшипников.

6. Проверочный расчет подшипников.

7. Конструирование корпуса редуктора.

8. Расчет валов на прочность

9. Выбор муфт

10. Проверка прочности шпоночного соединения.

11. Выбор сорта масла и смазочных материалов.

12. Технико-экономические показатели.

  Литература


Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора: понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по отношению к ведущему.

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи: зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д.

Редуктор проектируют либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке (момент на выходном валу, мощность и частота вращения и т.д.) и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Редукторы классифицируются по следующим признакам:

  1.  типу передачи (зубчатые, червячные, планетарные, волновые и т.д.)
  2.  числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.)
  3.  типу зубчатых колёс (цилиндрические, конические и т. д.)
  4.  относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные)
  5.  особенностям кинематической схемы (развёрнутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т. д.)

Возможность получения больших передаточных чисел при сравнительно малых габаритах обеспечивают планетарные и волновые редукторы.

Смазка зубчатых колес редуктора - картерная, т.е. посредством окунания зубчатых колес в масляную ванну на дне корпуса редуктора. Смазывание шариковых радиальных подшипников происходит за счет разбрызгивания масла, образования масляного тумана и растекания масла по валам. Для этого полость подшипника выполняется открытой внутрь корпуса.Герметично закрытый корпус редуктора обеспечивает требования как техники безопасности, так и производственной санитарии.

На ведущий вал-шестерню напрессовывают подшипники качения. На ведомый вал одеваем распорную втулку, закладываем шпонку и напрессовываем зубчатое колесо до упора и через распорную втулку устанавливаем предварительно нагретые подшипники. Собранные валы укладываем в основание корпуса и накрываем крышкой. Для центровки используем конические штифты и затягиваем винты, крепящие крышку. После этого ставятся крышки подшипников с компенсирующими металлическими прокладками для регулирования натяга. Перед постановкой сквозных крышек одеваются манжеты.

Заливаем масло до маслоуказателя. Собранный редуктор обкатываем, подвергаем испытанию на стенде по программе, установленной техническими условиями.


1.
Исходные данные проекта, кинематический и динамический расчет привода, выбор электродвигателя.

Рис.1 Кинематическая схема разрабатываемого редуктора

1 – электродвигатель, 2 – ременная передача, 3 – редуктор-коробка скоростей.

4-муфта, 5 – рабочая машина.

Исходные данные:

   

 

Относительное время работы на передачах:

 

На 1-ой 0,5

На 2-ой 0,5

Циклограмма нагружения

1.1 Выбор электродвигателя, кинематический  и силовой расчет.

Коэффициент полезного действия (КПД) привода
=1234=0,97 2*0,995 3*0,98 2*0,95=0,86   ,

где:
1=0,97 – КПД цилиндрической зубчатой передачи
2=0,995 - КПД подшипников качения
3=0,98 – КПД муфты

4=0,95 – КПД ременной передачи

Требуемая мощность электродвигателя
Р
ДВ= РРМ/=3,6/0,86=4,19 кВт

По найденным значениям выбираем двигатель 4А112М4У3 мощностью 5.5 кВт.

Таблица 1.1.

Характеристика двигателя 4А112М4У3

5.5

1500

32

Определяем асинхронную частоту вращения электродвигателя:

nэла=nэл*(1-S)=1450 мин-1

Принимаем uрп=2.9, uЗП=2, uКПП= 1.12 / 1.25

Определяем мощности на валах:

     Р1тр=4.19 кВт

Р21*4*2=4.19*0.95*0.995=3.96 кВт

Р32*1*2=3.96*0.97*0.995=3.82 кВт

Р43*1*2=3.82.55*0.97*0.995=3.69 кВт

Р4’=Р4*3*2=3.69.58*0.98=3.6 кВт

 Частоты вращения валов

n1=nэл=1450 мин-1

n2=n1/uрп=1450/2.9=500 мин-1

n3=n2/uЗП=500/2=250 мин-1

1n4=n3/ 2uКПП=250/1.12=220  мин-1

2n4=n3/ 3uКПП=250/1.25=200 мин-1

1n4’= 2n4=220мин-1

2n4’= 3n4=200 мин-1

 Крутящие моменты на валах привода

Т1=9.55*1031/n1=9.55*4.190/1450=27.59 Нм

Т2=9.55*1032/n2=9.55*3960/500=75.64 Нм

Т3=9.55*1033/n3=9.55*3820/500=145.92 Нм

1Т4=9.55*1034/n4=9.55*3690/220=160.18 Нм

2Т4=9.55*1034/n4=9.55*3690/200=176.20 Нм

1Т4’=9.55*1034/n4=9.55*3600/220=156.27 Нм

2Т4’=9.55*1034/n4’=9.55*3600/200=171.90 Нм

Таблица 1.2.

   Номер вала

  i

Pi,кВт

ni, об/мин

Ti , H

Дв   1

4.19

1450

27.59

 2

3.96

500

75.64

 3

3.82

250

145.92

      4

3.69

220/200

160.18/176.20

       4’

3.6

220/200

156.27/171.90


2. Расчет цилиндрическИХ передач

Проектировочный расчет.

Исходные данные:

Т1=27.59 Нм – вращающий момент вала 1,

Т2=75.64 Нм - вращающий момент на шестерне вала 2,

Т3=145.92 Нм - вращающий момент на шестернях вала 3,

Т4’=160.18 Нм - вращающий момент на колесе первой передачи.

Т4”=176.20 Нм - вращающий момент на колесе второй передачи.

n2=500 мин-1– частота вращения шестерни,

n3=250 мин-1– частота вращения шестерен на 3 вале,

uЗП=2– передаточное число,

uКПП=1.12 / 1.25– передаточное число КПП,

Lh=24 * kсут* 365 * kгод* Lгод =24*0.5*365*0.4*4=7008 ч – время работы передачи,

LКПП'= LКПП''=0.5*Lh=3504 ч – время работы первой и второй передачи,

KHE=13*0.2+0.53*0.5+0.33*0.3=0.2706

Выбор твердости, термической обработки и материала колес:
материал колес – сталь 40
X; термическая обработка зубьев колеса – закалка ТВЧ; термическая обработка шестерни – закалка ТВЧ. Термообработка – улучшение.

                 HB1=260 – твердость шестерни,

                 HB2=230 – твердость колеса.

2.1 Допускаемые контактные напряжения.

Предел контактной выносливости для шестерни и колеса

               

Коэффициент запаса прочности
SH=1,1

Число циклов, соответствующих перелому кривой усталости

Для быстроходной и тихоходной передач:

                                                     

Ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений
Nk=60* Lh*n*c*KHE, где
c=1 – число вхождений в зацепление зубьев колеса.

Для зубчатой передачи:

NHE=60* Lh*n*c*KHE=60*7008*500*1*0.2706=5.69*107

NHE=60* Lh*n*c*KHE=60*7008*250*1*0.2706=2.84*107

Для первой  передачи КПП:

NHE=60* Lh*n*c*KHE=60*3504*250*1*0.2706=8.41*106

NHE=60* Lh*n*c*KHE=60*3504*220*1*0.2706=7.51*106

Для второй передачи:

NHE=60* Lh*n*c*KHE=60*3504*250*1*0.2706=8.78*106

NHE=60* Lh*n*c*KHE=60*3504*200*1*0.2706=6.83*106

NHG1= 

NHG2=

Коэффициент долговечности

, если > ,

, если ≤ .

Для зубчатой передачи:

ZNк=(NHG/ NHE)1/6=(1.86/5.69) 1/20=0.95

ZNш=(NHG/ Nkш)1/6=(1.42/2.84) 1/20=0.97

Для первой передачи:

ZNк=(NHG/ NHE)1/6=(18.6/8.41) 1/6=1.14

ZNш=(NHG/ NHE)1/6=(14.2/7.51) 1/6=1.11

Для второй передачи:

ZNк=(NHG/ NHE)1/6=(18.6/8.78) 1/6=1.13

ZNш=(NHG/ NHE)1/6=(14.2/6.83) 1/6=1.13

=0.9

Допускаемые контактные напряжения
, получаем

          Для зубчатой передачи:

         [σ]H1=590*0.95*0.9/1.1=458.59 МПа,

         [σ]H2=530*0.97*0.9*/1.1=420.63 МПа.

         Принимаем .

Для первой передачи:

         [σ]H1=590*1.14*0.9/1.1=550.31 МПа,

         [σ]H2=530*1.11*0.9/1.1=481.34 МПа.

Принимаем .

Для второй передачи:

         [σ]H1=590*1.13*0.9/1.1=545.48 МПа,

         [σ]H2=530*1.13*0.9/1.1=490.01 МПа.

         Принимаем [σ]H=490.01 МПа.

2.2 Определение допускаемых изгибных напряжений.

Коэффициент запаса прочности
SF=1.7.

Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости
YR=1

Коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки
YA=1.

Предел выносливости

KFE=0.2706

NFlim=4*106

NFE=60*n*Lh*c*KFE

Для зубчатой передачи:

NFE=60* Lh*n*c*KFE=60*7008*500*1*0.2706=5.69*107

NFE=60* Lh*n*c*KFE=60*7008*250*1*0.2706=2.84*107

Коэффициент долговечности
NFlim< NFE

        

Для первой  передачи КПП:

NFE=60* Lh*n*c*KFE=60*2102.4*250*1*0.2706=8.41*106

NFE=60* Lh*n*c*KFE=60*2102.4*220*1*0.2706=7.51*106

Коэффициент долговечности
NFlim< NFE

        

Для второй передачи:

NFE=60* Lh*n*c*KFE=60*2102.4*250*1*0.2706=8.78*106

NFE=60* Lh*n*c*KFE=60*2102.4*200*1*0.2706=6.83*106

Коэффициент долговечности
NFlim< NFE

        

Допускаемые напряжения при изгибе зубьев шестерни и колеса

Принимаем 161 МПа

2.3 Определение размеров передач и колес.

Межосевое расстояние более нагруженной пары.

Коэффициент ширины колеса

Зубчатой передачи

 

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

aw=Ka*(U+1)*(*103IIтп/*[σ]H2*u)1/3=430*3*(1.03*145.92*1000/0.5*4202*2)1/3=99.74

принимаем aw=100 мм

Из соображений компоновки принимаем все межосевые расстояния по 100 мм.

Окружная скорость зубчатой передачи

        

               Окружная скорость первой передачи

              

 

Окружная скорость второй передачи

Предварительно принимаем угол наклона зубьев β=10°

Модуль m=2 для зубчатой передачи, m=2.5 для КПП.

Ширина колеса b2 и шестерни b1 тихоходной передачи
. Принимаем
b2=50 мм, b1=55 мм.

Суммарное число зубьев

Зубчатой передачи
.

Первой и второй передачи КПП

Число зубьев

Зубчатой передачи:

шестерни

, где zmin=17, тогда
.

колеса

.

Первой передачи КПП:

шестерни
, где
zmin=17, тогда
.
Принимаем
z1=27.

колеса
.

Второй передачи КПП:

шестерни

, где zmin=17, тогда

.

колеса

.

Фактическое передаточное число

Первой передачи КПП:

.

Второй передачи КПП

.

Зубчатой передачи

.
Отклонение фактического передаточного числа от заданного

Первой передачи КПП:


. Следовательно, отклонение фактического передаточного числа в пределах нормы.

Второй передачи КПП

. Следовательно, отклонение фактического передаточного числа в пределах нормы.

Зубчатой передачи

. Следовательно, отклонение фактического передаточного числа в пределах нормы. Примем =66

Расчет геометрии

Исходные данные первой передачи КПП:

m=2– модуль передачи,

x=0 – коэффициент смещения,
z1=33 число зубьев шестерни,
z
2=66 число зубьев колеса.

Исходные данные второй передачи КПП:
m=2.5 -модуль передачи,

x=0 – коэффициент смещения,
z1=38 – число зубьев шестерни,
z
2=42 – число зубьев колеса.

Исходные данные зубчатой передачи:
m=2.5 -модуль передачи,
x=0 – коэффициент смещения,
z1=35 – число зубьев шестерни,
z
2=45– число зубьев колеса.

β=8° 6  35  

Делительные диаметры шестерни и колеса

первой передачи КПП:

второй передачи КПП:


зубчатой передачи

          

ширина венцов

т.к . это КПП, то принимаем =(2.5…3.3)

первой передачи КПП:

b2=aw*=100*0.28==28 мм

b1=33 мм

второй передачи КПП:

b2=aw*=100*0.3==30 мм

b1=35 мм

зубчатой передачи

b2=aw*=100*0.5==50 мм

b1=55 мм

Делительное межосевое расстояние

первой передачи КПП

.

второй передачи КПП:

Зубчатой передачи

Коэффициент воспринимаемого смещения

первой передачи КПП

y=0

второй  передачи КПП

y=0

Зубчатой передачи

y=0

Диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев шестерни и колеса

первой передачи КПП


второй передачи КПП

Зубчатой передачи

                  2.4 Проверка расчетных контактных напряжений.

Проверочный расчет на контактную усталость активных поверхностей зубьев по []H.

,     

где Н0-контактное напряжение в полюсе зацепления.

   

Коэффициент нагрузки , где

= 1 – учитывает внешнюю динамическую нагрузку.

– коэффициент распределения нагрузки между зубьями.

– коэффициент концентрации нагрузки.

– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.

Определим коэффициент  по характеристике косозубой передачи:

.

Назначаем 8-ую степень точности:

=1,07

Определим коэффициент:

   

 bw = bT1 = 50 мм,

 FtH – окружная сила на делительном целиндре.

,  

 Н - удельная окружная динамическая сила

    

Н =0,02– учитывает влияние разных шагов зацепления зубьев шестерни и колеса,

g0 = 5.6– учитывает влияние разных шагов зацепления зубьев шестерни и колеса.

.

Получаем  , отсюда

.

Искомый коэффициент .

ZE = 190– коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес;

ZH – безразмерный коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления.

     

где b – основной угол наклона, tw – угол зацепления.

 ,

   

   

- безразмерный коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

      

  - коэффициент торцового перекрытия.

 

 

Определяем контактное напряжение:

Расчетное контактное напряжение должно удовлетворять условию:

.

Условие выполнилось. Значит данные параметры тихоходной передачи нас удовлетворяют. Так как редуктор соосный, то если выполняется условие на более нагруженной передачи, то оно выполнится и для быстроходной.


2.5
Проверочный расчет по [F]

Расчетное местное напряжение определяют по формуле:

    

Коэффициент нагрузки , где

= 1 ;

 

 

Определим коэффициент:

   

 

FtF = FtH =  (H),

    

F =0,06  g0 = 5.6  

T = 0.82 м/с.

Получаем  , отсюда

.

Искомый коэффициент .

YFS – учитывает форму зуба и концентрацию напряжений, выбираем в зависимости от параметра z.

 

   YFS1=3.78

              YFS2=3.6

Y - коэффициент, учитывающий наклон зуба.

    [2,c.32]

где  - коэффициент осевого перекрытия

 

Y - учитывает перекрытие зубьев:

Итак, имея все необходимые параметры, определим действующие изгибные напряжения.

Определим отклонение действующего напряжения от допускаемого:

Данные отклонения не являются недогрузкой, а наоборот является запасом прочности по изгибным напряжениям.

 7 Силы в зацеплениях.

Формулы для определения

  •  Окружной силы

  •  Осевой силы

  •  Радиальной силы

На шестерне косозубой передачи:

На колесе косозубой передачи:

На шестерне первой передачи:

На колесе первой передачи:

На шестерне второй передачи:

На колесе второй передачи:

8 Предварительный расчет валов.

В дальнейших расчетах диаметры валов могут быть изменены конструктивно.

Предварительные значения диаметров (мм) различных участков валов редуктора.

Диаметр вала двигателя Dдв=32 мм

Проведем расчет для первого вала:

Найдем диаметр первого вала исходя от диаметра вала двигателя, с учетом, что

D=(0.8…1)Dдв

D1=0.8*32=25.6 мм

Принимаем d1=30 мм

Проведем расчет для второго вала:

Принимаем d2=35 мм

Проведем расчет для третьего вала:

Принимаем d2=40 мм

   5. Предварительный выбор подшипников.

Для входного вала примем подшипники шариковые радиальные однорядные средней серии 206, для  промежуточного вала примем подшипники: шариковые радиальные однорядные 107. Для выходного вала примем подшипник: шариковый радиальный однорядный средней серии 208.

6. Проверочный расчет подшипников

Силы действующие в опорах.

Первый  вал.

Силы в опорах:

Rвх=1586.4

Rву=1036.5

Rах=-2499.3

Rау=-1232.6

Второй вал.

а) В зацеплении первая передача

Силы в опорах:

Rdх=-788.8

Rdу=-1225.3

Rcх=-1145.9

Rcу=-309.45

б) В зацеплении вторая передача

Силы в опорах:

Rdх=-1235.5

Rdу=-2452.4

Rcх=-723.8

Rcу=-1469.1

Выбираем наибольшие реакции Rc и Rd.

Для третьего вала

 

а) В зацеплении первая передача

Силы в опорах:

Rdх=2858.6

Rdу=3243

Rcх=94.1

Rcу=1631.9

б) В зацеплении вторая передача

Силы в опорах:

Rdх=3610.2

Rdу=5308.3

Rcх=-570

Rcу=-192.6

Выбираем наибольшие реакции Rc и Rd.

6.2.Подбор подшипников

Ресурс работы подшипников должен быть не меньше ресурса работы самого редуктора. Ресурс редуктора был найден выше и равен: Lh=7008 ч.

Подшипники быстроходного вала:

Проверим работоспособность ранее принятых подшипников 206 серии. Их статическая и динамическая работоспособность соответственно равны:

С=19500, С0=10000.

Реакции:

Fra=2786.7 H   Frb=1895.0 H

Fa =323.34 H   n=500мин-1

кдт=1  -- коэффициенты, учитывающие динамичность внешней нагрузки и влияние температуры подшипникового узла, соотв.

Рассчитываем  Fa/(V*Fra(b))

Если Fa/(V*Fra(b))≤е, то X=1, Y=0, где X,Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузки, соответственно.

Если Fa/(V*Fra(b))>е, то X=0.56,Y выбирается по таблице

Здесь V=1.

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Pr=[XV Frb+Y Fa] кдкт 

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка с учетом изменения внешней нагрузки привода, Н:

Pr ср= Pr

к- коэф., учит данные циклограммы нагружения.

к=(13*0.2+0.53*0.5+0.33*0.3)1/3=0.65

Расчетная динамическая радиальная грузоподъемность, Н:

Срасч= Pr ср (60n Lh/106)3

Пригодность подшипника следует из условия С≥Срасч, Н.

Если С>3 Срасч, то выбирают более легкую серию ПШ.

Долговечность работы подшипников:

LhПШ=(106/60n)*(С/Pr)3 

Fa/(V*Fra)=323.24/2786.7=0.116; e=0.3, X=1, Y=0.

Fa/(V*Frb)=323.24/1895=0.171; e=0.34, X=1, Y=0.

Для опоры А:

Pr =1*1*2786.7=2786.7 (H)

Pr ср=2786.7*0.65=1811 (H)

Срасч= 10770<C

LhПШ=(106/60*500)*(19500/2786.7)3=11421.2 ч

Для опоры B:

Pr =1*1*1895=1895 (H)

Pr ср=1895*0.65=1231.75 (H)

Срасч= 7323.6<C

LhПШ=(106/60*500)*(19500/1895)3=36320.7 ч

Ресурс подшипника превышает ресурс редуктора, поэтому эти подшипники пригодны к использованию.

Подшипники промежуточного вала:

Проверим работоспособность ранее принятых подшипников 107 серии. Их статическая и динамическая работоспособность соответственно равны:

С=12400, С0=6950.

Реакции:

Fra=1186.79H   Frb=1457.2 H

Fa =311.9 H   n=250мин-1

кдт=1  -- коэффициенты, учитывающие динамичность внешней нагрузки и влияние температуры подшипникового узла, соотв.

Fa/(V*Fra)=311.9/1186.9=0.263; e=0.38, X=1, Y=0.

Fa/(V*Frb)= 0.214;                        e=0.36, X=1, Y=0.

Для опоры А:

Pr =1*1*1186.9=1186.9 (H)

Pr ср=1186.9*0.65=771.5 (H)

Срасч= 3641<C

LhПШ=(106/60*250)*(12400/1186.9)3=76020 ч

Для опоры B:

Pr =1*1*1457.2 =1457.2  (H)

Pr ср=1457.2 *0.65=947.18 (H)

Срасч= 4470.2<C

LhПШ=(106/60*250)*(12400/1457.2)3=41076 ч

Ресурс подшипника превышает ресурс редуктора, поэтому эти подшипники пригодны к использованию.

Подшипники тихлходного вала:

Проверим работоспособность ранее принятых подшипников 107 серии. Их статическая и динамическая работоспособность соответственно равны:

С=32000, С0=17800.

Реакции:

Fra=1637.7H   Frb=6419.6 H

Fa =0 H   n=220мин-1

кдт=1  -- коэффициенты, учитывающие динамичность внешней нагрузки и влияние температуры подшипникового узла, соотв.

Fa/(V*Fra)=0; , X=1, Y=0.

Fa/(V*Frb)= 0;  X=1, Y=0.

Для опоры А:

Pr =1*1*1637.7=1637.7 (H)

Pr ср=1637.7*0.65=1064.5 (H)

Срасч= 17231<C

LhПШ=(106/60*220)*(32000/1637.7)3=36510 ч

Для опоры B:

Pr =1*1*6419.6 =6419.6 (H)

Pr ср=6419.6 *0.65=4172.7 (H)

Срасч= 18871<C

LhПШ=(106/60*220)*(32000/6419.6)3=9383.2 ч

Ресурс подшипника превышает ресурс редуктора, поэтому эти подшипники пригодны к использованию.

                                  7. Конструирование корпуса редуктора

Форма корпуса определяется технологическими, эксплуатационными и эстетическими условиями с учетом его прочности и жёсткости.

Толщина стенки редуктора:

,

по литейным требованиям min = 8 мм.

Диаметры болтов соединяющих:

  •  редуктор с рамой      d1 = 2 = 16(мм) [8, c.152]
  •  корпус с крышкой  у бобышек подшипников  d2 = 1,5 = 12(мм) [8, c.152]
  •  корпус с крышкой  по периметру соединения  d3 = = 12(мм)  [8, c.152]
  •  корпус со смотровой крышкой     d4 = = 8(мм)  [8, c.176]

Материал корпуса — серый чугун СЧ15.

8. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

8.1 Первый вал

Материал:  сталь 45 нормализация

 

Пределы выносливости:

  МПа.

Сечение под  шестерней

=0,20

Момент сопротивления изгибу:

=0,10

Момент сопротивления кручению для круглого сечения:

=

Сечение под правым подшипником, концентрация напряжения обусловлена посадкой подшипника с натягом

=0,20

Момент сопротивления изгибу для круглого сечения:

=0,10

Момент сопротивления кручению для круглого сечения:

=

8.2  Второй вал

 

Материал:  сталь 45 нормализация

 

Пределы выносливости:

  МПа.

Сечение под колесом– концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки:

=1,7

Моменты сопротивления при изгибе и кручении для круглого сечения со шпоночным пазом:


  

 мм

 

=0,10

=

Сечение под шестерней

=0,20

Момент сопротивления изгибу для круглого сечения:

=0,10

Момент сопротивления кручению для круглого сечения:

=

8.3 Третий вал

Материал:  сталь 45 нормализация

 

Пределы выносливости:

  МПа.

Сечение под колесом– концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки:

Моменты сопротивления при изгибе и кручении для круглого сечения со шпоночным пазом:


 

мм

=0,10

=

Сечение под правым подшипником, концентрация напряжения обусловлена посадкой подшипника с натягом

=0,20

Момент сопротивления изгибу для круглого сечения:

=0,10

Момент сопротивления кручению для круглого сечения:

=

10. Расчет шпоночных соединений

11.1. Выбор материала и методика расчета

Для закрепления на валах зубчатых колес, кулачка, муфты применены призматические шпонки, выполненные по ГОСТ 23360 /СТ СЭВ 189-75/. Материал шпонок - чистотянутая сталь 45 для шпонок с пределом прочности .

Так как высота и ширина призматических шпонок выбираются по стандартам, расчет сводится к проверке размеров по допускаемым напряжениям при принятой длине или на основании допускаемых напряжений находится ее длина.

11.2. Расчет шпонок

Рабочая длина шпонки определяется по формуле:

где T - наибольший крутящий момент на валу, Нм;

 d - диаметр вала, мм

 h - высота шпонки, мм

 t1 - заглубление шпонки в валу, мм.

11.2.1. Шпонка под ременную передачу

Выбираем шпонку для диаметра  мм с крутящим моментом  Нм для которой b=8 мм, h=7 мм, t1=4мм. Определяем минимальную длину:

мм.

Принимаем Шпонка 8736 ГОСТ 23360-78.

         Шпонка  под зубчатую муфту

Выбираем шпонку для диаметра  мм с крутящим моментом  Нм для которой b=10 мм, h=8 мм, t1=5мм. Определяем минимальную длину:

 

Принимаем Шпонка 10836 ГОСТ 23360-78.

11.2.2. Шпонка под зубчатые колеса

Выбираем шпонку для диаметра  мм с крутящим моментом T=145.92 Нм для которой b=12 мм,  мм,  мм. Определяем минимальную длину:

мм.

Принимаем Шпонка 12842  ГОСТ 23360-78.

Выбираем шпонку под шестерни для диаметра  мм с крутящим моментом T=145.92 Нм для которой b=12 мм,  мм,  мм. Определяем минимальную длину:

мм.

Принимаем Шпонка 128125  ГОСТ 23360-78.

11.2.3 Шлицевое соединение.

Выбираем средней серии.

Шлицы 84248  ГОСТ 1139-80.

11. Выбор сорта масла и смазочных материалов.

Смазывание зубчатого зацепления производится путем окунания зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса редуктора.

В редуктор заливается масло И-30А (по ГОСТ 20799-75).

Подшипники смазываются пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт мази – солидол марки УС-2.

ШВП смазывается путем заполнения гаек смазочным материалом марки ЦИАТИМ-201.


1
2. Технико – экономические показатели

Важным показателем совершенства конструкции является условие равной прочности и равной долговечности всех элементов, поскольку наличие в конструкции хотя бы одного недостаточно прочного или недостаточно долговечного элемента снижает надёжность конструкции в целом.

В проекте широко использованы стандартные изделия, а так же стандарты на различные элементы проектируемых деталей. Этот важнейший технико–экономический фактор обеспечил:

1. Уменьшение конструкторских работ благодаря сокращению вновь проектируемых узлов, деталей и выполненных чертежей.

2. Снижение сроков изготовления общей стоимости изделия за счёт применения стандартных технологий, готовых изделий.

3. На всех стадиях проектируемого редуктора соблюдается принцип унификации, направленной на повышение технико–экономических показателей конструкции.

9. Выбор муфт

Выбор зубчатой  муфты.

 По крутящему моменту на валу выбираем муфту c передаваемым моментом

T = 1000 Нм. Определяем радиальную силу действующую на вал:

    

где Ftm – окружная сила, передаваемая элементами, которые соединяют полумуфты.

     

где dЭ – диаметр расположения в муфте элементов, передающих крутящий момент.

     

Муфта 1000-2-56-2 ГОСТ 12081-72

3. Расчет клиноременной передачи

Сечение ремня -- Z

  1.  Определяем диаметр ведущего шкива ( D1, мм):

  1.  Определяем диаметр ведомого шкива ( D2, мм):

  1.  Определяем межосевое расстояние:

  1.  Определяем длину ремня L

       скорость ремня:

  1.  Принимаем толщину ремня (синтетического) δ=1.2 (капроновая ткань на основе двухуточной саржи, покрытая наиритовым латексом)
  2.  Определяем K0 ,  допускаемое удельное окружное усилие [K]

 

  1.  Определяем окружное усилие:

  1.  Определяем ширину ремня исходя из допускаемого удельного окружного усилия:

 


Литература:

  1.  Курмаз, Скойбеда. Детали машин. Проектирование.2001
  2.  Капуста П.П. Определение допускаемых напряжений при расчетах на прочность зубчатых передач (методические рекомендации). – М.,1991 г.
  3.  Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. – М.,1978 г.
  4.  Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.,1998 г.
  5.  Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.,2003 г.
  6.  Кузьмин А.В. Макейчик Н.Н. Курсовое проектирование деталей машин. – 1982 г.
  7.  Кузьмин А.В. Чернин И.М. Козинцов Б.С. Расчеты деталей машин. – 1986 г.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

47088. Типы линий связи. Аппаратура линий связи 54.95 KB
  Все алгоритмы компьютерной связи соответствующие протоколы и коммуникационное оборудование были рассчитаны именно на такой пульсирующий характер трафика поэтому необходимость передавать мультимедийный трафик требует внесения принципиальных изменений как в протоколы так и в оборудование. Типы линий связи. В компьютерных сетях существуют следующие типы линий связи: проводные линии связи кабельные линии связи линии связи на основе электромагнитных излучений Давайте после перечислений всех существующих типов линий связи расмотрим...
47090. Основные этапы редакционно-издательского процесса, их цели, задачи и составляющие; начало и окончание этапов 55 KB
  Оценка произведения решение вопроса о публикации оформление юридических документов; прием авторского оригинала издательское рецензирование разработка концепции издания доработка произведения автором редактирование произведения подготовка и редактирование аппарата подготовка комплектование и вычитка издательского оригинала; разработка плана иллюстрирования оформления и полиграфического исполнения издания редакционнотехническая подготовка издательского оригинала корректурные работы контроль за полиграфическим исполнением издания...
47092. Предмет и задачи методики преподавания технологии и предпринимательства в общеобразовательной школе 55.08 KB
  Формы организации занятий учащихся на уроках технологии. Методика обучения учащихся выполнению ручных и станочных операций по обработке конструкционных материалов. Цели задачи и методы обучения учащихся элементам машиноведения. Цели задачи и методы обучения учащихся элементам электротехники.
47093. Граница деятельности государства. Расходы, связанные с вмешательством государства в экономику. Эффективность государственного сектора 55.36 KB
  Исторически первым возникло натуральное производство при котором продукты труда предназначались для внутрихозяйственного потребления. Общественное разделение труда в натуральном хозяйстве было развито слабо. К примеру внутри латифундий имело место разделение труда между рабами которые исполняли различные виды работ. Но разделения труда между хозяйственными единицами не существовало был лишь идентичный набор видов работ.
47094. Ресурсы и человеческий капитал 58.68 KB
  Отраслевой рынок и дифференциация продукта Как показывает практика трудно найти на отраслевом рынке два одинаковых товара не из одной партии. установления степени дифференциации продукта. В зависимости от того насколько модифицируются различные свойства продукта выделяют четыре'главных вида дифференциации продукта. Вовторых существуют различия в качестве продукта: например туфли могут быть сделаны из натуральной кожи или кожезаменителя.