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

1859. ПОДВЕСКА АВТОМОБИЛЯ, ТОРМОЗНАЯ СИСТЕМА АВТОМОБИЛЯ 1.25 MB
  Целью методических указаний является оказание помощи студентам при проведении лабораторных работ по разделам Подвеска автомобиля и Тормозная система автомобиля курса Автомобили. Излагаются основные теоретические сведения, порядок выполнения и требования к оформлению отчетов по проведению лабораторных работ.
1860. ФИНАНСОВАЯ ОЦЕНКА КАЧЕСТВА ДОВЕРИТЕЛЬНОГО УПРАВЛЕНИЯ АКТИВАМИ ПАЕВЫХ ИНВЕСТИЦИОННЫХ ФОНДОВ РОССИИ 1.25 MB
  Доверительное управление на рынке ценных бумаг как эффективная форма привлечения инвестиций. Формирование концептуального подхода к финансовой оценке качества доверительного управления активами отечественных паевых инвестиционных фондов. Характеристика экономической эффективности деятельности паевых инвестиционных фондов акций.
1861. Гражданский процесс 1020.82 KB
  Понятие, предмет и метод гражданского процессуального права. Гражданские процессуальные отношения и их субъекты. Подведомственность и подсудность гражданских дел. Процессуальные сроки. Судебные расходы. Судебные штрафы. Возбуждение гражданского дела в суде. Досудебная подготовка дела.
1862. Методика обучения иностранных студентов аудированию на материале языка специальности 1.25 MB
  Психолого-педагогические и лингвистические основы исследования процесса обучения аудированию. Определение уровня владения умениями и навыками в области аудирования перед началом занятий по экспериментальной программе. Содержание и структура экспериментальной программы. Принципы, положенные в основу экспериментального обучения. Анализ результатов экспериментального обучения.
1863. Гидравлика. Теоретические и практические сведения 1.25 MB
  Предмет гидравлики. Краткая история развития. Понятие реальной и идеальной жидкости. Вязкость. Физические свойства жидкости и газов. Уравнение неразрывности. Расход. Поток. Гидравлические элементы потока. Уравнение Бернулли. Основное уравнение установившегося равномерного движения. Режимы движения жидкости. Гидравлические сопротивления. Классификация трубопроводов. Понятие коротких и длинных трубопроводов. Параллельное и последовательное соединение трубопроводов. Расчет простых и сложных трубопроводов. Расчет сложных замкнутых трубопроводов.
1864. Конституционно-правовой статус Кабардино-Балкарской Республики как субъекта Российской Федерации 1.25 MB
  Становление и развитие национальной государственности Кабардино-Балкарской Республики. Конституционные основы организации государственной власти в Кабардино-Балкарской Республике. Президент и Правительство Кабардино-Балкарской Республики в системе исполнительной власти Кабардино-Балкарской Республики и Российской Федерации. Конституционно-правовые основы взаимоотношений КБР с субъектами Российской Федерации в Южном федеральном округе.
1865. АВТОМАТИЗИРОВАННАЯ СИСТЕМА СМЫСЛОВОЙ ОБРАБОТКИ ТЕКСТОВ ПРИ СОЗДАНИИ ЭЛЕКТРОННЫХ ФОНДОВ БИБЛИОТЕКИ 1.25 MB
  Автоматизированная система смысловой обработки текстов. Описание работы системы автоматизированного смыслового анализа текстов. Экспертные системы и система визуального эвристического анализа – сходства и отличия. Алгоритм отбора слов в естественно-тематический словарь. Система смысловой обработки текстов в современной библиотеке как перспективное направление развития ИРБИС.
1866. ПРОЕКТИРОВАНИЕ УЧЕБНОЙ ДЕЯТЕЛЬНОСТИ СТАРШЕКЛАССНИКОВ В УСЛОВИЯХ ЛИЧНОСТНО-ОРИЕНТИРОВАННОГО ОБУЧЕНИЯ 1.25 MB
  ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ПРОЦЕССА УЧЕНИЯ В УСЛОВИЯХ ЛИЧНОСТНО-ОРИЕНТИРОВАННОГО ОБУЧЕНИЯ. ОПЫТНО-ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНАЯ ПРОВЕРКА ЭФФЕКТИВНОСТИ ДИДАКТИЧЕСКОГО ПРОЕКТИРОВАНИЯ УЧЕБНОЙ ДЕЯТЕЛЬНОСТИ СТАРШЕКЛАССНИКОВ В ЛИЧНОСТНО-ОРИЕНТИРОВАННОЙ СИСТЕМЕ ОБУЧЕНИЯ. ОБОСНОВАНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ ПРОЕКТИРОВАНИЯ УЧЕБНОЙ ДЕЯТЕЛЬНОСТИ СТАРШЕКЛАССНИКОВ В УСЛОВИЯХ ЛИЧНОСТНО-ОРИЕНТИРОВАННОГО ОБУЧЕНИЯ И ПЕРСПЕКТИВЫ ЕГО РАЗВИТИЯ.
1867. Курс лекций по микроконтроллерам 1.79 MB
  Основные определения. Классификация МПК. Основные архитектуры процессоров ОМК. Проектирование МПУ на основе периферийных ОМК. Основные особенности периферийных ОМК. Модуль таймера/счетчика контроллера PIC16C58. Система команд контроллера PIC16С58. Встроенные таймеры счетчики контроллера К1816ВЕ51. Принципы организации систем дискретного ввода-вывода в МПС.