86692

Привод для передачи мощности от электродвигателя к ведущему валу рабочей машины

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Привод состоит из асинхронного двигателя и двухступенчатого цилиндрического с соосным расположением валов. Общее передаточное число. Вал электродвигателя соединен со шкивом зубчато – ременной передачи. По средством ремня крутящий момент передается на ведомый шкив, который в свою очередь соединен с ведущим

Русский

2015-04-08

1.39 MB

1 чел.

СОДЕРЖАНИЕ

1

Введение

2

Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

3

Предварительный расчет диаметров валов

4

Предварительное назначение подшипников качения

5

5.1

5.2

Расчет передач

Расчет цилиндрической прямозубой передачи

Расчет цилиндрической косозубой передачи

6

Эскизный проект редуктора

7

Расчет валов по эквивалентному моменту

8

Расчет валов на усталостную прочность

9

Выбор и проверочный расчет муфт

10

Выбор и расчет шпоночных соединений

11

Расчет подшипников качения

12

Проектирование зубчатых колес, шкивов

13

Назначение допусков, посадок, шероховатостей, отклонение формы и взаимного расположение поверхностей

14

Описание способов смазки передач и подшипников качения

15

Описание сборки редуктора

16

Литература

1.Введение

 Разрабатываемый привод предназначен для передачи мощности от электродвигателя к ведущему валу рабочей машины, например цепной передачи.

Привод состоит из асинхронного двигателя и двухступенчатого цилиндрического с соосным расположением валов. Общее передаточное число 7.15. Вал электродвигателя соединен со шкивом зубчато – ременной передачи. По средством ремня крутящий момент передается на ведомый шкив, который в свою очередь соединен с ведущим валом редуктора. Ведомы вал редуктора соединяется посредством цепной муфты с ведущим валом машины.

Редуктор – это механизм предназначенный для снижения частоты вращения и увеличения вращательного момента, состоящего из зубчатой передачи, установленных на валах в корпусе. В разрабатываемом редукторе используются цилиндрическая косозубая и прямозубая передачи.

2. Кинематический расчет привода и выбор  электродвигателя.

 2.1 Мощность на выходном валу привода.

где Ftмощность на конвейере (см.задание), Ft = 3,5 кН;

      V скорость ленты конвейера (см.задание), V = 0.63 м/с;

 2.2 Коэффициент полезного действия (КПД) привода.

где  р.п. - КПД ременной передачи, =0,95 [1,табл.1.2.1];

з.п  - КПД зубчатой передачи, =0,97 [1,табл.1.2.1];

м     - КПД соединительной муфты, =0,985 [1,табл.1.2.1];

к.п.  – КПД конической зубчатой передачи, =0955 [1,табл.1.2.1];

п.к.  – КПД подшипников качения, = 0,993 [1,табл.1.2.1];

2.3 Расчетная мощность электродвигателя.

2.4 Частота вращения выходного вала.

где D – диаметр барабана конвейера (см.задание), D=315мм.;

 2.5 Рекомендуемое передаточное число привода.

где  uр.п. .- передаточное число ременной передачи, u=2,0 [1,табл.1.2.2];

 uЗ.т.  – передаточное число тихоходной ступени редуктора, u= 3,15

                   [1,табл.1.2.2];

uЗ.б.  – передаточное число быстроходной ступени редуктора, u=4,0

 [1,табл.1.2.2];

 uк.п.  – передаточное число конической передачи, u=3,0 [1,табл.1.2.2].

2.6 Расчетная частота вращения вала электродвигателя.

 2.7 Выбор электродвигателя.

 С учетом схемы привода и указаний задания выбираем в качестве двигателя – асинхронный электродвигатель со следующими характеристиками [1,табл.16.7.1];

 Тип                -  4А90L2У3 / 2905 мин-1

 Мощность    -  3 кВт

 2.8 Действительное общее передаточное число привода.

 2.9 Действительные передаточные числа привода.

 2.10 Силовые и кинематические параметры валов привода.

Определим мощность на валах:

Определим частоту вращения на валах:

 Определим вращающиеся моменты на валах:

Составим сводную таблицу значений полученных ранее:

Таблица 2.1

№ вала

P,кВт

n, мин-1

ω,мин-1

T, Н.м

1 вал

2,719

2905

304,1

8,9

2 вал

2,56

1452,5

152,0

16,8

3 вал

2,47

461,1

48,3

51,1

4 вал

2,4

115,3

12,1

198,3

5 вал

2,2

38,2

4,0

551,2

3. Предварительный расчет диаметров валов.

Предварительно определяем диаметры, мм валов привода из расчета только на  кручение, при пониженных допускаемых напряжениях.


где [τ] = 25 МПа , [1.с.12] ,

Выходной вал электродвигателя принимаем равным 24мм [1.Табл.16.7.2],

Полученные значения  округляем до больших целых величин, оканчивающихся  на 0 либо 5мм.

4. Предварительный расчет, назначение подшипников качения.

Подшипники качения служат опорами для валов, осей и других вращающихся деталей. Они воспринимают радиальные и осевые усилия, приложенные к валу, и по виду трения относятся к опорам трения качения.

Состоят такие подшипники обычно из двух колец, одно из которых сажается на вращающийся вал, а другое – в неподвижный корпус. Для направления движения тел качения на кольцах имеются специальные дорожки. Очень важным вспомогательным элементом подшипников является сепаратор, обеспечивающий симметрично-равномерное расположение тел качения.

При выборе типа подшипников необходимо учитывать следующие факторы:

- величину и направление действующей нагрузки (радиальная, осевая , комбинированная),

- частоту вращения подшипника (вала),

- конструктивные особенности сборочной единицы машины,

- стоимость подшипника.

Рассмотрев все принятые во внимание факторы принимает для  рассчитываемого редуктора подшипники роликовые конические однорядные

5.1 Расчет цилиндрической прямозубой передачи .

5.1.1 Выбор материалов и вида термической обработки.

 

Таблица 5.2.1

Шестерня

Колесо

Материал  -  40X

Материал  -  55

вид термической обработки – улучшение

вид термической обработки – улучшение

НВ = 300

НВ = 240

 

Выбор производим согласно [1.Табл.4.1.1; Табл.4.12]

5.1.2 Определение  контактных допускаемых напряжений

 Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса Nh lim 3(4) выбираем из [1.рис.4.1.3],

 Для шестерни            Nh lim 3 = 17.106 циклов,

Для колеса                 Nh lim 3 = 25.106 циклов. 

Эквивалентное число циклов  :

 

где  Lh=nгод.365.nсм..8.kгод..kсут.  – продолжительность работы передачи,

 

 nгод. – кол-во дней работы в неделю, nгод=5,

 nсм  - кол-во смен в день, nсм=1,

 kгод -0,8 [см.задание],

 kсут- 0,3[см.задание].

где   - коэффициент, учитывающий изменение нагрузки передачи в   

                   соответствии с циклограммой приведенной в задании.

qн =6, показатель степени кривой усталости при расчете на контактную

           выносливость,

,

Значения T1, T2, T3, Tмах,Lh1, Lh2, Lh3 [см.задание] ,

,

с – число зацеплений зуба за один оборот колеса, с =1,0 [1.рис.4.1.5] ,

Определим коэффициент долговечности:

 ,

при ≤ ,  = 1

Предел контактной выносливости:

Допускаемые контактные напряжения:

где SH-  коэффициент запаса прочности, для зубчатых колес с однородной   

                структурой   SH=1,1 [1.с.42],

Расчетные допускаемые контактные напряжения, МПа

5.1.3 Допускаемые изгибные напряжения

Базовое число циклов напряжений:

Эквивалентное число циклов:

,

где   ,

=6, [1.с.42] ;  

=3,5.103 час. [см.п.5.2.2],

Коэффициент долговечности:

при

Предел выносливости зубьев при изгибе, МПа

Допускаемые изгибные напряжения, МПа

где  - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения

        нагрузки; =1,0 [1.с.42],

5.1.4 Допускаемые напряжения при действии максимальной  

         нагрузки.

Контактные:    

где =520 Мпа, [1.Табл.4.1.1] ;

=380 Мпа, [1.Табл.4.1.1] .

Изгибные:     

 

5.1.5 Расчет межосевого расстояния и выбор основных параметров

         передачи.

   (1)

где = 49 МПа , [1.с.46];

- коэффициент ширины шестерни относительно межосевого

                 расстояния.

        Знак  «+» в формуле  (1) указывает на то, что зацепление внешнее.

где =1,1 [1.Табл.4.2.6],

Принимаем = 0,5 [1.Табл.4.2.7],

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

                   нагрузки по ширине венца,

,

Согласно расположения «4» [1.рис.4.2.2.д] принимаем =1,13 [1.рис.4.2.2.а]

где  - коэффициент внешней динамической нагрузки;   

         =1,25[1.Табл.4.2.9],

Принимаем 112 мм. [1.Табл.4.2.2],

Принимаем предварительно =19, определяем модуль зацепления, мм

 Значение  округляем до ближайшей величины =3,0 [1.Табл.4.2.1],

Число зубьев шестерни:

Число зубьев зубчатого колеса:

Определим размеры шестерни и колеса:

,=1

Диаметры вершин зубьев:

Действительное передаточное число:

,   

Ширина венцов:

Составим сводную таблицу значений полученных ранее:

                                                                                 Таблица 5.2.5.1

b

z

m

колесо (4)

112

56

57

171

177

3.0

шестерня (3)

112

60

18

54

60

3.0

5.1.6 Проверка расчетных контактных напряжений.

Окружная сила в зацеплении, Н:

Окружная скорость колес,м/c:

Степень точности:

Удельная окружная динамическая сила:

где - коэффициент ,учитывающий влияние вида зубчатых передач и

                 модификации профиля на динамическую нагрузку;

=f (HB,) =0,06 ,  [1.Табл.4.2.10; рис.4.2.5] ,

- коэффициент учитывающий влияние разности шагов зацепления

                зубьев шестерни и колеса;

,

.

Удельная расчетная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации:

,

.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

Удельная расчетная окружная сила, Н/мм:

Расчетные контактные напряжения, МПа

где  -коэффициент учитывающий форму сопряжения поверхностей

                 зубьев, =1,77 ; [1.с.44].

-коэффициент учитывающий механические свойства материала,

                =275МПа ; [1.с.44] ,

-коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий,

               =1,0  ; [1.с.44].

= 548 > 526    Перегрузка составит 4%, что допускается

 5.1.7 Проверка расчетных напряжений изгиба.

Удельная окружная динамическая сила, Н/мм.

где  ,

=7,3 ,

- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и

                 модификации профиля на динамическую нагрузку.

Удельная расчетная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации:

где  =1893 Н.

-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

                  нагрузки по ширине венца (для изгибной прочности зуба) ,

      =1,19 ; [1.рис.4.2.2..в,г] .

Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

,

Удельная расчетная окружная сила при изгибе:

.

Коэффициент учитывающий форму зуба:

Расчетные напряжения изгиба зуба:

где -коэффициент учитывающий наклон зуба, =1 [1.с.45],

-коэффициент учитывающий перекрытие зубьев, =1 [1.с.45]

85 МПа < 210 МПа

75 МПа  < 168 МПа

 5.1.8 Проверка зубьев при перегрузках.

Максимальные контактные напряжения:

Максимальные напряжения изгиба:

5.1.9 Силы в зацеплении зубчатых колес:

Уточненный крутящий момент на колесе:

,

Окружные силы:

Радиальные силы:

5.2 Расчет цилиндрической косозубой  передачи.

5.2.1 Выбор материалов и вида термической обработки.

Таблица 5.3.1

Шестерня

Колесо

Материал  -  40X

Материал  -  55

вид термической обработки – улучшение

вид термической обработки – улучшение

НВ = 300

НВ = 240

 

Выбор производим согласно [1.Табл.4.1.1; Табл.4.12]

5.2.2 Определение  контактных допускаемых напряжений.

Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса Nh lim 1(2) выбираем из [1.рис.4.1.3],

 Для шестерни            Nh lim 3 = 17.106 циклов,

Для колеса                 Nh lim 3 = 25.106 циклов. 

Эквивалентное число циклов  :

 

где  Lh=nгод.365.nсм..8.kгод..kсут.  – продолжительность работы передачи,

 

 nгод. – кол-во дней работы в неделю, nгод=5,

 nсм  - кол-во смен в день, nсм=1,

 kгод -0,8 [см.задание],

 kсут- 0,3[см.задание].

где   - коэффициент, учитывающий изменение нагрузки передачи в   

                   соответствии с циклограммой приведенной в задании.

qн =6, показатель степени кривой усталости при расчете на контактную

           выносливость,

,

Значения T1, T2, T3, Tмах,Lh1, Lh2, Lh3 [см.задание] ,

,

с – число зацеплений зуба за один оборот колеса, с =1,0 [1.рис.4.1.5] ,

Определим коэффициент долговечности:

 ,

при ≤ ,  = 1

Предел контактной выносливости:

Допускаемые контактные напряжения:

где SH-  коэффициент запаса прочности, для зубчатых колес с однородной   

                структурой   SH=1,1 [1.с.42],

Расчетные допускаемые контактные напряжения, МПа

5.2.3 Допускаемые изгибные напряжения

Базовое число циклов напряжений:

Эквивалентное число циклов:

,

где   ,

=6, [1.с.42] ;  

=3,5.103 час. [см.п.5.2.2],

Коэффициент долговечности:

при

Предел выносливости зубьев при изгибе, МПа

Допускаемые изгибные напряжения, МПа

где  - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения

        нагрузки; =1,0 [1.с.42],

5.2.4 Допускаемые напряжения при действии максимальной  

         нагрузки.

Контактные:    

где =520 МПа, [1.Табл.4.1.1] ;

=380 МПа, [1.Табл.4.1.1] .

Изгибные:     

 

5.2.5 Расчет межосевого расстояния и выбор основных параметров

         передачи.

т.к редуктор соосный , то принимаем межосевое расстояние то же, что для прямозубого зацепления, =112мм.

где =1,1 [1.Табл.4.2.6],

Принимаем = 0,4 [1.Табл.4.2.7],

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

                   нагрузки по ширине венца,

,

Согласно расположения «5» [1.рис.4.2.2.д] принимаем =1,1 [1.рис.4.2.2.а]

Принимаем предварительно =19 и  определяем модуль зацепления, мм

 Значение  округляем до ближайшей величины =2,5 [1.Табл.4.2.1],

Суммарное число зубьев:

Действительный угол наклона:

Число зубьев шестерни:

Число зубьев зубчатого колеса:

Действительное передаточное число:

Определим размеры шестерни и колеса:

Диаметры вершин зубьев:

Ширина венцов:

5.2.6 Проверка расчетных контактных напряжений.

Окружная сила в зацеплении, Н:

Окружная скорость колес,м/c:

Степень точности:

Удельная окружная динамическая сила:

где - коэффициент ,учитывающий влияние вида зубчатых передач и

                 модификации профиля на динамическую нагрузку;

=f (HB,) =0,02 ,  [1.Табл.4.2.10; рис.4.2.5] ,

- коэффициент учитывающий влияние разности шагов зацепления

                зубьев шестерни и колеса;

,

.

Удельная расчетная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации:

,

.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

Удельная расчетная окружная сила, Н/мм:

Расчетные контактные напряжения, МПа

где  -коэффициент учитывающий форму сопряжения поверхностей

                 зубьев, =1,77 ;

          -коэффициент учитывающий механические свойства материала,

                =275МПа ; [1.с.44] ,

-коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий,

где  -коэффициент торцевого перекрытия,

= 308 > 450    ,что допускается

5.2.7 Расчет и корректировка параметров передачи.

Принимаем ориентировочно коэффициент осевого перекрытия

Расчетный коэффициент осевого перекрытия:

Доведение до расчетной величины до рекомендуемой производить не будем, т.к.  принимаем

Новая ширина колеса:

Составим сводную таблицу значений полученных ранее:

                                                                                                     Таблица 5.3.7.1

b

z

m

колесо (2)

112

45

70

178,2

183,2

2,5

шестерня (1)

112

50

18

45,8

50,8

2,5

 5.2.8 Проверка расчетных напряжений изгиба.

Удельная окружная динамическая сила, Н/мм.

где  ,

=5,6 ,

- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и

                 модификации профиля на динамическую нагрузку.

Удельная расчетная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации:

где  =734 Н.

-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

                  нагрузки по ширине венца (для изгибной прочности зуба) ,

      =1,25 ; [1.рис.4.2.2..в,г] .

Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

,

Удельная расчетная окружная сила при изгибе:

.

Коэффициент учитывающий форму зуба:

Расчетные напряжения изгиба зуба:

где -коэффициент учитывающий наклон зуба,

-коэффициент учитывающий перекрытие зубьев, =0,78 [см.п.5.3.6]

50 МПа < 168 МПа

 5.2.8 Проверка зубьев при перегрузках.

Максимальные контактные напряжения:

Максимальные напряжения изгиба:

5.2.9 Силы в зацеплении зубчатых колес:

Окружные силы:

Радиальные силы:

Осевые силы:

6. Эскизный проект редуктора.

6.1 Расчет элементов корпуса.

Размеры, необходимые для выполнения компоновки:

- толщина стенки редуктора ;

- расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора:

- до боковой поверхности вращающейся части ,

- до боковой поверхности подшипника качения ,

- радиальный зазор между зубчатым колесом одной ступени и валом другой

 ступени ;

- радиальный зазор от поверхности вершин зубьев:

- до внутренней поверхности стенки редуктора ;

- до внутренней нижней поверхности стенки корпуса ;

- расстояние от боковых поверхностей элементов вращающихся вместе с

 валом, до неподвижных частей редуктора ;

- ширина фланцев s, соединяемых болтом ;

- толщина фланца боковой крышки ;

- толщина фланца втулки ;

- толщина стакана ;

- длина цилиндрической части крышки ;

- диаметр крышек

7.Расчет валов по эквивалентному моменту.

 

7.1 Эпюра

7.1.1 Ведущий  вал

Исходные данные:

АС-55мм. CB-47мм. BD-79мм.

; Ft1-734H; Fr-272Н;Fa-142

  1.  Определяем пункты приложения, направления и величины сил, нагружающий вал в плоскости  YOZ:

  1.  Определяем пункты приложения, направления и величины сил, нагружающих вал, в плоскости XOZ:

  1.  Вычисляем реакции , в опорах A и B  в плоскости YOZ:

  1.  Определяем изгибающие моменты в характерных точках вала с

    построением эпюры  изгибающих моментов Мив, в плоскости YOZ:

  1.  Вычисляем реакции  в опорах C и D в плоскости  XOZ:

  1.  Определим изгибающие моменты в характерных точках вала  с           построением эпюры  изгибающих моментов в плоскости XOZ:

     

  1.  Вычисляем суммарные изгибающие моменты М изг. В характерных участках вала:

      

  1.  Представляем эпюру крутящих моментов T, Н.м передаваемых валом:

  1.  Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты  в характерных точках вала с представлением эпюры:

           

  1.  Определяем расчетный диаметр вала в характерных точках:

где

 

7.1.2 Ведомый вал

Исходные данные:

BD-55мм. CB-55мм. АС-87мм.

; Ft-1893H; Fr-681Н

1.Определяем пункты приложения, направления и величины сил, нагружающий вал в плоскости  YOZ:

2.Определяем пункты приложения, направления и величины сил, нагружающих вал, в плоскости XOZ:

3.Вычисляем реакции , в опорах С и D  в плоскости YOZ:

4.Определяем изгибающие моменты в характерных точках вала с

    построением эпюры  изгибающих моментов Мив, в плоскости YOZ:

5.Вычисляем реакции  в опорах C и D в плоскости XOZ:

     

6.Определим изгибающие моменты в характерных точках вала  с           построением эпюры  изгибающих моментов в плоскости XOZ:

     

7.Вычисляем суммарные изгибающие моменты М изг. В характерных участках вала:

      

8.Представляем эпюру крутящих моментов T, Н.м передаваемых валом:

9.Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты  в характерных точках вала с представлением эпюры:

           

10.Определяем расчетный диаметр вала в характерных точках:

где

 

 7.1.3 Промежуточный  вал

Исходные данные:

BС-130мм. CD-48мм. АB-45мм.

; Ft1-734H; Ft2-1893H; Fr1-272Н; Fr2-681Н;Fa-142Н

1.Определяем пункты приложения, направления и величины сил, нагружающий вал в плоскости  YOZ:

2.Определяем пункты приложения, направления и величины сил, нагружающих вал, в плоскости XOZ:

3.Вычисляем реакции , в опорах A и D  в плоскости YOZ:

4.Определяем изгибающие моменты в характерных точках вала с

    построением эпюры  изгибающих моментов Мив, в плоскости YOZ:

5.Вычисляем реакции  в опорах C и D в плоскости XOZ

  1.  Определим изгибающие моменты в характерных точках вала  с           построением эпюры  изгибающих моментов в плоскости XOZ:

     

  1.  Вычисляем суммарные изгибающие моменты М изг. В характерных участках вала:

      

  1.  Представляем эпюру крутящих моментов T, Н.м передаваемых валом:

  1.  Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты  в характерных точках вала с представлением эпюры:

           

  1.  Определяем расчетный диаметр вала в характерных точках:

где

 

8.Расчет валов на усталостную прочность

Ведущий вал:

1.Исходные данные:

2.Для выбранного сечения вала, следуя из его конструкции, выбирается

тип концентратора напряжений  и по таблице для типа концентратора

выбираем значения коэффициентов концентрации напряжений по

изгибу и по кручению :

3.Коэффициент запаса прочности:

где  - предел выносливости гладких стандартных цилиндрических

                  образцов при симметричном цикле нагружения ,

        =600МПа[1.табл.16.2.1],

- амплитуда цикла изменения напряжений изгиба,

где Ми-изгибающий момент в рассматриваемом сечении,Ми=61Н.м

 w – момент сопротивления изгибу с учетом ослабления вала, Н.м

 - коэффициент снижения  предела выносливости детали в

                   рассматриваемом сечении при изгибе,

где  - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения,

        =0,87 [1.рис.6.7.3],

 - коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности,

        =0,82 [1.рис.6.7.4],

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения,

     =2,5 [1.рис.6.7.2]

4.Коэффициент запаса по касательным напряжениям:

где  - предел выносливости гладких стандартных цилиндрических

                  образцов при симметричном цикле кручения,

                 =320МПа [1.табл16.2.1],

 - амплитуда цикла напряжений кручения,

,

где  - момент сопротивления кручению с учетом ослабления

                  вала, [1.табл.7.6.3]

 - коэффициент снижения предела выносливости детали в

                  рассматриваемом сечении при кручении;

 -коэффициент, характеризующий чувствительность материала вала

                к асимметрии цикла изменения напряжений, =0,1[1.Табл.6.7.1]

5. Общий запас  сопротивления усталости:

где  =1,5

Условие выполнено: жесткость и прочность вала обеспечена.

Промежуточный  вал:

1.Исходные данные:

2.Для выбранного сечения вала, следуя из его конструкции, выбирается

тип концентратора напряжений  и по таблице для типа концентратора

выбираем значения коэффициентов концентрации напряжений по

изгибу и по кручению :

3.Коэффициент запаса прочности:

где  - предел выносливости гладких стандартных цилиндрических

                  образцов при симметричном цикле нагружения ,

        =600МПа[1.табл.16.2.1],

- амплитуда цикла изменения напряжений изгиба,

где Ми-изгибающий момент в рассматриваемом сечении,Ми=77Н.м

 w – момент сопротивления изгибу с учетом ослабления вала, Н.м

 - коэффициент снижения  предела выносливости детали в

                   рассматриваемом сечении при изгибе,

где  - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения,

        =0,87 [1.рис.6.7.3],

 - коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности,

        =0,82 [1.рис.6.7.4],

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения,

     =2,5 [1.рис.6.7.2]

4.Коэффициент запаса по касательным напряжениям:

где  - предел выносливости гладких стандартных цилиндрических

                  образцов при симметричном цикле кручения,

                 =320МПа [1.табл16.2.1],

 - амплитуда цикла напряжений кручения,

,

где  - момент сопротивления кручению с учетом ослабления

                  вала, [1.табл.7.6.3]

 - коэффициент снижения предела выносливости детали в

                  рассматриваемом сечении при кручении;

 -коэффициент, характеризующий чувствительность материала вала

                к асимметрии цикла изменения напряжений, =0,1[1.Табл.6.7.1]

5. Общий запас  сопротивления усталости:

где  =1,5

Условие выполнено: жесткость и прочность вала обеспечена.

Ведомый   вал:

1.Исходные данные:

2.Для выбранного сечения вала, следуя из его конструкции, выбирается

тип концентратора напряжений  и по таблице для типа концентратора

выбираем значения коэффициентов концентрации напряжений по

изгибу и по кручению :

3.Коэффициент запаса прочности:

где  - предел выносливости гладких стандартных цилиндрических

                  образцов при симметричном цикле нагружения ,

        =300МПа[1.табл.16.2.1],

- амплитуда цикла изменения напряжений изгиба,

где Ми-изгибающий момент в рассматриваемом сечении,Ми=77Н.м

 w – момент сопротивления изгибу с учетом ослабления вала, Н.м

 - коэффициент снижения  предела выносливости детали в

                   рассматриваемом сечении при изгибе,

где  - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения,

        =0,8 [1.рис.6.7.3],

 - коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности,

        =0,9 [1.рис.6.7.4],

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения,

     =2,5 [1.рис.6.7.2]

4.Коэффициент запаса по касательным напряжениям:

где  - предел выносливости гладких стандартных цилиндрических

                  образцов при симметричном цикле кручения,

                 =200МПа [1.табл16.2.1],

 - амплитуда цикла напряжений кручения,

,

где  - момент сопротивления кручению с учетом ослабления

                  вала, [1.табл.7.6.3]

 - коэффициент снижения предела выносливости детали в

                  рассматриваемом сечении при кручении;

 -коэффициент, характеризующий чувствительность материала вала

                к асимметрии цикла изменения напряжений, =0,1[1.Табл.6.7.1]

5. Общий запас  сопротивления усталости:

где  =1,5

Условие выполнено: жесткость и прочность вала обеспечена.

9.Выбор и проверочный расчет муфт

Производим выбор цепной муфты с однорядной цепью

Таблица 9.1

T,кН.м

d

D

Шаг цепи,P

Число зубьев,z

h

Рад.смещение

0,25

35

140

25,4

12

1,8

0,25

Силы нагружающие вал :

,

где  - окружная сила передаваемая элементами, которые соединяют  

                  полумуфты,

где

10.Выбор и расчет шпоночных соединений

а) Шпоночное соединение для передачи вращающего момента с

    электродвигателя на быстроходный вал.

Диаметр вала :

Передаваемый момент : 

Тип шпонки : призматическая;

Окончательно выбираем :

«Шпонка 8х7х20 ГОСТ 23360-78»

б) Шпоночное соединение для передачи вращающего момента с

     быстроходного вала на быстроходное колесо.

Диаметр вала :

Передаваемый момент : 

Тип шпонки : призматическая;

Окончательно выбираем :

«Шпонка8 х7х42 ГОСТ 23360-78»

в) Шпоночное соединение для передачи вращающего момента с

    тихоходного вала на тихоходное колесо.

Диаметр вала :

Передаваемый момент : 

Тип шпонки : призматическая;

Окончательно выбираем :

«Шпонка 10х8х52 ГОСТ 23360-78»

11.Расчет подшипников качения

Ведущий вал:

Радиальные нагрузки -

Суммарная осевая нагрузка – Fa=142Н

Рекомендуемый внутренний диаметр подшипника -20мм.

Частота вращения вала 1452,5

Продолжительность работы передачи

1.Осевые составляющие от радиальных нагрузок в опорах Б и В для

   шарикоподшипников:

где

2.Определяем величину и направление результирующей осевой силы:

3.т.к  направлена слева направо, то она воспринимается

   [1.Табл.7.5.1]

4.Для каждой опоры определяем соотношение

5.Эквивалентная динамическая нагрузка:

где =1,0 [1.Табл.7.5.3]

=1,1 [.7.5.4]

При требовании одинаковых подшипников для обеих опор дальнейший расчет ведем для для большей из величин

6.Эквивалентная динамическая нагрузка с учетом изменения внешней

   нагрузки привода:

где

7.Расчетная долговечность работы подшипника

Окончательно принимаем подшипник 7304

Ведомый вал:

Радиальные нагрузки -

Рекомендуемый внутренний диаметр подшипника -35мм.

Частота вращения вала 115,3

Продолжительность работы передачи

1.Осевые составляющие от радиальных нагрузок в опорах Б и В для

   шарикоподшипников:

где

2.Определяем величину и направление результирующей осевой силы:

3.т.к  направлена слева направо, то она воспринимается

   [1.Табл.7.5.1]

4.Для каждой опоры определяем соотношение

5.Эквивалентная динамическая нагрузка:

где =1,0 [1.Табл.7.5.3]

=1,1 [.7.5.4]

При требовании одинаковых подшипников для обеих опор дальнейший расчет ведем для для большей из величин

6.Эквивалентная динамическая нагрузка с учетом изменения внешней

   нагрузки привода:

где

7.Расчетная долговечность работы подшипника

Окончательно принимаем подшипник 7207

Промежуточный вал:

Радиальные нагрузки -

Суммарная осевая нагрузка – Fa=142Н

Рекомендуемый внутренний диаметр подшипника -25мм.

Частота вращения вала 461,1

Продолжительность работы передачи

1.Осевые составляющие от радиальных нагрузок в опорах Б и В для

   шарикоподшипников:

где

2.Определяем величину и направление результирующей осевой силы:

3.т.к  направлена слева направо, то она воспринимается

   [1.Табл.7.5.1]

4.Для каждой опоры определяем соотношение

5.Эквивалентная динамическая нагрузка:

где =1,0 [1.Табл.7.5.3]

=1,1 [.7.5.4]

При требовании одинаковых подшипников для обеих опор дальнейший расчет ведем для для большей из величин

6.Эквивалентная динамическая нагрузка с учетом изменения внешней

   нагрузки привода:

где

7.Расчетная долговечность работы подшипника

Окончательно принимаем подшипник 7305

12.Проектирование зубчатых колес, шкивов и тд.

Проектирование ведем согласно методическим указаниям по Проектирование Детали машин под редакцией Л.В.Курмаз и А.Т.Скойбеда

Полученные расчетные данные переносим на рабочий чертеж .

13.Назначение допусков, посадок, шероховатостей, отклонения

    формы взаимного расположения поверхностей.

Допуски и посадки основных деталей редукторов принимаем по ЕСДП (единая система допусков и посадок), ГОСТ 25346-82 и ГОСТ 25347-82. Выбор квалитетов точности изготовления деталей согласно регламентациям учебника по «Проектирование деталей машин»;

Обработка валов в местах на них других деталей – в квалитет;

Свободная поверхность валов 7 и 8 квалитеты;

Обработка корпусных деталей 7 и 8 квалитеты;

Обработка зубчатых колес 8 квалитет;

Посадка деталей:

Посадка зубчатых колес на валы H7/p6 по ГОСТ 25347-82

Шейки валов под подшипники выполнены с отклонением вала K6;

Отклонение отверстия в корпусе под наружное кольцо по Н7;

Посадка крышки в гнездо Н7/h7

Допуски формы и расположения поверхностей по ГОСТ 2308-79 в зависимости от интервала размеров и квалитета. Допуски форм цилиндрических  поверхностей, параллельности, соостности, шероховатости .

14.Описание способа смазки передач и подшипников качения.

Смазывание зубчатых передач и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ деталей и нагрев деталей, а также предохраняет детали от коррозии. Снижение потери на трение повышает КПД редуктора. По способу подвода смазки к зацеплению различают картерное  и циркуляционное смазывание (применяется при окружной скорости более 8 м/с).

В данном случае мы применяем картерное смазывание. Оно осуществляется при скоростях до 12 м/с, посредством окунания колес в масло, заливаемое внутрь корпуса. Колеса погружаются в масло на высоту зуба, при вращении колеса масло вспенивается и стекает каплями на все узлы и поверхности.

По контактному напряжению колеса равному 308Мпа и окружной скорости 3,5м/с найдем кинематическую вязкость масла она равна  [3.табл.10,10]. По вязкости выберем сорт масла – индустриальное И-40А [3.табл.10,10].Объём масляной ванны:

где P-мощность передаваемая редуктором,З=2,71

Для смазки подшипников качения внутрь их закладывается консистентная смазка, которая обеспечивает долговечность подшипников.

15.Описание сборки редуктора.

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают  и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал закладывают шпонку, напрессовывают шкив и устанавливают роликовые радиально упорные подшипники, нагретые в масле до 80-100С. На промежуточный вал  закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо быстроходной ступени , устанавливают роликовые подшипники, нагретые в масле. Затем закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо тихоходной ступени. Собранные валы укладывают в основание корпуса и закладывают редуктор крышкой, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и основания спиртовым лаком. Для центровки крышки с основанием корпуса используют два конических штифта, затягивают болты, крепящие крышку корпуса. После этого гнезда подшипников при необходимости устанавливают распорные втулки и ставят крышки с комплектами металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточках монтируют манжеты уплотнения. Проворачиванием валов проверяют отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) закрепляют крышку болтами. Далее  на концы ведущего и ведомого валов в шпоночные канавки закладывают шпонки и монтируют полумуфты соответственно цепной муфтой, фиксируя их от осевых перемещений. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель.  Закрывают смотровое окно крышкой с прокладкой из технического картона и отдушиной заливают масло ; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям на стенде по  заданной программе.

Литература:

1. Курмаз Л.В.,Скойбеда А.Т. «Детали машин.Проектирование.

  -Минск, УП Технопринт» 2001

2. Дунаев П.Ф.. «Конструирование узлов и деталей машин » -

   М. «Высшая школа» 1985

3. Детали машин  в примерах   и задачах , под.общ.редакцией

   С.М.Ничикорчика – Мн. «Высшая школа», 1981г.

4. Курсовое проектирование деталей машин. / А.В.Кузьмин,   

   Н.Н.Макуйчик, В.Ф.Калачев – Мн. «Высшая школа» ч.2


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

24887. Модель стоимостных цепочек для бизнес - процессов 27 KB
  Нр связь с поставщиками поставщ поставщиков1 технологич цепочка сырье исследовя произвво маркетинг реализя обслуже 2 связь м у цепочк производствх подразделий №1№2 Минусолм явл то что необход очень большая инфо и учетная база поэтому не получило распр на практике.
24888. Опционы подходы оценке стоимости бизнеса 32 KB
  Существует два стиля опционов два подхода к вопросу о сроке действия опциона: европейский и американский. Европейский стиль означает что опцион может быть использован только на фиксированную дату.Американский стиль означает что опцион может быть использован в любой момент в пределах срока опциона.
24889. Основные положения концепции финансового управления на основе стоимости 28 KB
  При этом благосостояние акционеров измеряется не объёмом введённых мощностей не колвом нанятых сотрудников не оборотом компании а рыночной стоимостью предприятия которым они владеют т. той стоимостью по которой компания может быть передана др. Концепция управления стоимостью советует отказаться от неэффективных бухгалтерских критериев успешности функционирования компании и принимать во внимание 1 простой понятный критерий: экономически добавленная стоимость ЕVА.добавленная стоимость при этом рассматрся как балансовая стоимость...
24890. Основные положения теории арбитражного ценообразования 35.5 KB
  В основу арбитражной теории ценообразования заложено одно утверждение: в условиях равновесного рынка арбитраж любого вида невозможен. Основным же недостатком считается то что модель явно не указывает на факторы ценообразования и их количество.
24891. Особенности реструктуризации активов, акционерного капитала, дебиторской и кредиторской задолженностей 31.5 KB
  По отношению к кредиторской задолженности основной целью реструктуризации является достижение экономического эффекта путем минимизации издержек связанных с ее погашением. По отношению к дебиторской задолженности основной целью реструктуризации является достижение экономического эффекта путем получения максимально возможной суммы от права требования. К направлениям реструктуризации кредиторской задолженности относятся: 1. Реструктуризация коммерческой и прочей задолженности; 2.
24892. Оценка собственного капитала проблемных компаний на основе опционного подхода 30 KB
  Идея применения опционного подхода основана на существующей вероятности роста стоимости активов относительно стоимости обязательств в период до момента погашения обязательств возможности обусловленные изменениями рыночной конъюнктуры технологическими новациями и управленческими решениями и недопущении превышения стоимости обязательств над стоимостью активов. Этот подход целесообразно применять в случаях когда: компании испытывают тяжелые времена и имеют большую вероятность банкротства; компании имеют ограниченное количество непогашенных...
24893. Оценка стоимости банковских кредитов 27.5 KB
  Если заемщик не несет дополнительных расходов связанных с получением кредита стоимость его не зависит от способа погашения и совпадает с процентной ставкой по кредиту т. При наличии дополнительных издержек стоимость заемных средств вообще говоря изменяется при различных вариантах погашения кредита.
24894. Гражданско-правовая ответственность за вред, причиненный жизни и здоровью граждан 46 KB
  Цель – максимальная защита интересов потерпевшего ст. Возможно изменение размера платежей в зависимости от изменения состояния здоровья трудоспособности потерпевшего или имущественного положения гражданина причинившего вред. Размер возмещения определяется исходя из среднего месячного заработка или доходов потерпевшего все виды оплат труда по договорам а также авторские гонорары до удержания налогов. В случае устойчивого повышения уровня доходов потерпевшего незадолго до причинения ему увечья учитывается только новый повышенный...
24895. Ответственность за вред, причиненный малолетними и несовершеннолетними гражданами 28 KB
  Родители усыновители и опекуны отвечают за вред причиненный малолетними при наличии общих оснований делктной отвти для обеих категорий – 614 и 1418 лет противоправность – в плохом воспитании и отсути надлежащего надзора причинная связь м у плохим воспитанием и причинением вреда вина презюмируется для обоих родителей ГК выделяет случай отвти родителей лишенных родит. Значит возможно привлечение к отвти одновременно родителей за недостатки воспитания и учреждения за недостаток надзора – см. В лучае ненадлежащего исполнения...