87043

Проектирование вертикального редуктора и соединения его с двигателем

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Проектирование привода включает в себя проектирование вертикального редуктора и соединения его с двигателем, а также расчет муфты на выходном валу. Некоторые расчеты производятся на ЭВМ, что облегчает работу над курсовым проектом и помогает выбрать оптимальный вариант для расчета.

Русский

2015-04-13

529 KB

1 чел.

СОДЕРЖАНИЕ


1. Введение.

Проектирование привода включает в себя проектирование вертикального редуктора и соединения его с двигателем, а также расчет  муфты на выходном валу. Некоторые расчеты производятся на ЭВМ, что облегчает работу над курсовым проектом и помогает выбрать оптимальный вариант для расчета. С целью выбора наиболее выгодных размеров передач и следовательно привода производим расчет геометрических параметров для трех вариантов и затем принимаем наиболее подходящий.

Проверочные расчеты на прочность производятся вручную, расчет подшипников на динамическую грузоподъемность выполняется на ЭВМ.

Чертеж и разработка привода выполняется также на ЭВМ. Это позволяет избежать ошибок при вычерчивании окончательного варианта привода.


2. Энергетический и кинематический расчет привода .

Энергетический расчет привода заключается в подборе двигателя и определении

мощностей и моментов на валах редуктора. Здесь же производится предваритель-

ный расчет передаточных чисел передач редуктора.

Произведем подбор двигателя.

По заданной частоте вращения выходного вала (n3 ) и моменту на нем (Т3) опреде-

лим требуемую мощность на выходном валу:

Определим коэффициент полезного действия :

где ηобщ.-КПД общий , ηрп.-КПД ременной передачи , ηбп.-КПД быстроходной пере-

дачи , ηтп.-КПД тихоходной передачи , ηпк.-КПД подшипников качения , ηм.-КПД

муфты .

Определим требуемую мощность двигателя :

По полученной мощности выбираем двигатель , который следует применить в

приводе . В соответствии с ГОСТ 19523-81 выбираем асинхронный двигатель с

синхронной частотой вращения вала n=3000 об/мин .Тип двигателя 4А132М2 .

Его характеристики : Мощность –11 кВт. ; Частота вращения – 2900 об/мин.

 Мощности на быстроходном и промежуточном валах определяем так :

Зная мощность и частоту вращения вала двигателя определяем момент на этом

валу:

Для того , чтобы определить моменты на остальных валах необходимо знать пере-даточные числа всех элементов привода . Общее передаточное число находим по формуле :

Передаточное число ременной передачи из рекомендуемого предела выберем рав-ным 2,5 .Тогда передаточное число редуктора найдём следующим образом:

Передаточное число быстроходной передачи:                                            

Для тихоходной передачи : 

Рассчитаем частоту вращения первого вала :

Второго вала:                    

Вращающий момент на первом валу (по аналогии с формулой (6)):

Для второго вала :

Результаты расчёта трёх вариантов кинематических параметров представлены ниже.

Вариант №1

ВАЛЫ

   

    i 

  n   

 об/мин.       

  T

   H*m

  N

   кВт

  ДВ.

    2,5

  2900

 32,11

  9,745

     1

  1160

 80,26

  9,745

    4,31

     2

   269,1

 332,1

  9,355

   2,99

     3

      90

    900

  8,478

Вариант №2

ВАЛЫ

   

    i 

  n   

 об/мин.       

  T

   H*m

  N

   кВт

  ДВ.

    2,5

  2900

 32,11

  9,745

     1

  1160

 80,26

  9,745

    4,96

     2

   233,9

 382,1

  9,355

   2,60

     3

      90

    900

  8,478

Вариант №3

ВАЛЫ

   

    i 

  n   

 об/мин.       

  T

   H*m

  N

   кВт

  ДВ.

    2,5

  2900

 32,11

  9,745

     1

  1160

 80,26

  9,745

    3,66

     2

   316,9

   282

  9,355

   3,52

     3

      90

    900

  8,478

3. Расчеты передач и выбор оптимального варианта.

Задачей раздела является определение параметров всех передач редуктора для трёх вариантов ,расчитанных выше .

         Методика расчёта.

      Критерии работоспособности и допускаемые напряжения.

 Зубчатую передачу принято считать работоспособной, если она удовлетворяет следующим условиям:

 контактной выносливости                       

 статической контактной прочности      

изгибной выносливости зубьев шестерни 1 и колеса 2

                                                                   

  статической изломной прочности зубьев шестерни 1 и колеса 2

                                                                                                

  Допускаемые напряжения для расчёта на выносливость (в Мпа) определяются в зависимости от твёрдости материала зубьев шестерни и колеса с учётом нестационарности режима нагружения.

Проектирование осуществляется на ЭВМ.Результаты расчёта приведены ниже.

 


Вариант №1

ПРОЕКТНЫЙ  РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ б.ход.вала   1160.0 об./мин.

РЕСУРС ПЕРЕДАЧИ  6000 ч

ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ на б.ход.валу     80.3 Н*м    

ПЕРЕДАЧА   реверсивная

РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типовая циклограмма нагружения N 1  

КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.20

ШЕСТЕРНЯ: прокат  сталь    40Х    ТО    улучшение    ТВЕРДОСТЬ 310 HB

КОЛЕСО:   прокат  сталь    40Х    ТО    улучшение    ТВЕРДОСТЬ 290 HB

СХЕМА ПЕРЕДАЧИ  3                          

СТЕПЕНЬ ТОЧНОСТИ  7

МОДУЛЬ 1.500 мм       

МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 134.000 мм

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни  32  колеса 140         

ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 4.38

УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ [град.мин.сек.] 15 42 04

КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ: шестерни 0.000   колеса 0.000   суммарный  0.000

ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА [мм]:  шестерни  42.0    колеса  39.0

ОТНОСИТ. ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА:   в долях d1 0.782   в долях aw 0.291

КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ: торцового 1.68  осевого  2.24  суммарный  3.92

CИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [Н]: окружная  3221  радиальная  1218   осевая   905

ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]: делительный  49.860 вершин  52.86 впадин  46.11

ДИАМЕТР КОЛЕСА   [мм]: делительный 218.140 вершин 221.14 впадин 214.39

УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ КОЛЕС   1102 куб.см        

ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ  3.03 м/с

|НАПРЯЖЕНИЯ                             |при расчете на контактную |  при расчете на изгибную        |

|  [МПа]                                          |выносливость|  прочность   | выносливость |   прочность     |

|                                                     |                      |                     |шестер. колесо |шестер. колесо|

| расчетные                                   |        530        |          786      |      106      98   |     233      216 |

|допускаемые                                |        550        |        1540      |      196     184  |   2015    1885 |

КОЭФ-ТЫ:нагрузки Kh 1.10 Kf 1.19  долговечн.Zn 0.92 0.99  Yn 1.00 1.00

ПРОЕКТНЫЙ  РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ б.ход.вала    269.1 об./мин.

РЕСУРС ПЕРЕДАЧИ  6000 ч

ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ на б.ход.валу    332.1 Н*м   

ПЕРЕДАЧА   реверсивная

РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типовая циклограмма нагружения N 1

КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.20

ШЕСТЕРНЯ: прокат  сталь    40Х    ТО    улучшение    ТВЕРДОСТЬ 320 HB

КОЛЕСО:   прокат  сталь    40Х    ТО    улучшение    ТВЕРДОСТЬ 300 HB

СХЕМА ПЕРЕДАЧИ  5                         

СТЕПЕНЬ ТОЧНОСТИ  7

МОДУЛЬ 4.000 мм      

МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 160.000 мм

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни  20  колеса  60        

ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 3.00

УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ [град.мин.сек.] 00 00 00

КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ: шестерни 0.000   колеса 0.000   суммарный  0.000

ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА [мм]:  шестерни  84.0    колеса  76.0

ОТНОСИТ. ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА:   в долях d1 0.950   в долях aw 0.475

КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ: торцового 1.67  осевого  0.00  суммарный  1.67

 CИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [Н]: окружная  8303  радиальная  3022   осевая     0

ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]: делительный  80.000 вершин  88.00 впадин  70.00

ДИАМЕТР КОЛЕСА   [мм]: делительный 240.000 вершин 248.00 впадин 230.00

УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ КОЛЕС   2829 куб.см        

ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ  1.13 м/с

|НАПРЯЖЕНИЯ                         |при расчете на контактную |  при расчете на изгибную       |

|  [МПа]                                      |выносливость |  прочность  | выносливость |   прочность    |

|                                                 |                       |                    |шестер. колесо|шестер. колесо|

| расчетные                               |        589          |        874      |    133     119   |    293     262   |

|допускаемые                            |        611         |       1540      |    189     177   |  2080    1950  |

КОЭФ-ТЫ:нагрузки Kh 1.09 Kf 1.18  долговечн.Zn 1.00 1.16  Yn 1.00 1.00

Вариант №2

ПРОЕКТНЫЙ  РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ б.ход.вала   1160.0 об./мин.  

РЕСУРС ПЕРЕДАЧИ  6000 ч

ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ на б.ход.валу     80.3 Н*м   

ПЕРЕДАЧА   реверсивная

РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типовая циклограмма нагружения N 1

КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.20

ШЕСТЕРНЯ: прокат  сталь    40Х    ТО    улучшение    ТВЕРДОСТЬ 320 HB

КОЛЕСО:   прокат  сталь    40Х    ТО    улучшение    ТВЕРДОСТЬ 300 HB

СХЕМА ПЕРЕДАЧИ  3                         

СТЕПЕНЬ ТОЧНОСТИ  7

МОДУЛЬ 2.000 мм      

МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 138.000 мм

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни  22  колеса 111        

ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 5.05

УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ [град.мин.сек.] 15 28 14

КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ: шестерни 0.000   колеса 0.000   суммарный  0.000

ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА [мм]:  шестерни  45.0    колеса  41.0

ОТНОСИТ. ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА:   в долях d1 0.898   в долях aw 0.297

КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ: торцового 1.63  осевого  1.74  суммарный  3.37

CИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [Н]: окружная  3518  радиальная  1328   осевая   974

ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]: делительный  45.654 вершин  49.65 впадин  40.65

ДИАМЕТР КОЛЕСА   [мм]: делительный 230.346 вершин 234.35 впадин 225.35

УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ КОЛЕС   1270 куб.см        

ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ  2.77 м/с

|НАПРЯЖЕНИЯ                             |при расчете на контактную |  при расчете на изгибную        |

|  [МПа]                                          |выносливость |  прочность  | выносливость |   прочность     |

|                                                     |                       |                    |шестер. колесо |шестер. колесо|

| расчетные                                   |          565        |       838       |       97      86    |     213     190  |

|допускаемые                                |          568       |      1540       |     199     186   |   2080    1950 |

КОЭФ-ТЫ:нагрузки Kh 1.10 Kf 1.19  долговечн.Zn 0.93 1.00  Yn 1.00 1.00

ПРОЕКТНЫЙ  РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ б.ход.вала    233.9 об./мин.

РЕСУРС ПЕРЕДАЧИ  6000 ч

ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ на б.ход.валу    382.1 Н*м   

ПЕРЕДАЧА   реверсивная

РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типовая циклограмма нагружения N 1

КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.20

ШЕСТЕРНЯ: прокат  сталь    40Х    ТО    улучшение    ТВЕРДОСТЬ 320 HB

КОЛЕСО:   прокат  сталь    40Х    ТО    улучшение    ТВЕРДОСТЬ 300 HB

СХЕМА ПЕРЕДАЧИ  5                          

СТЕПЕНЬ ТОЧНОСТИ  7

МОДУЛЬ 4.000 мм      

МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 160.000 мм

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни  22  колеса  58        

ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 2.64

УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ [град.мин.сек.] 00 00 00

КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ: шестерни 0.000   колеса 0.000   суммарный  0.000

ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА [мм]:  шестерни  78.0    колеса  70.0

ОТНОСИТ. ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА:   в долях d1 0.795   в долях aw 0.438

КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ: торцового 1.68  осевого  0.00  суммарный  1.68

CИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [Н]: окружная  8684  радиальная  3161   осевая     0

ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]: делительный  88.000 вершин  96.00 впадин  78.00

ДИАМЕТР КОЛЕСА   [мм]: делительный 232.000 вершин 240.00 впадин 222.00

УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ КОЛЕС   2546 куб.см        

ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ  1.08 м/с

|НАПРЯЖЕНИЯ                       |при расчете на контактную |  при расчете на изгибную         |

|  [МПа]                                    |выносливость |  прочность  |  выносливость |   прочность     |

|                                               |                       |                    |  шестер. колесо|шестер. колесо|

| расчетные                             |         605         |       898       |     148     135    |     326     296  |

|допускаемые                          |         622        |       1540      |     189     177    |    2080   1950 |

КОЭФ-ТЫ:нагрузки Kh 1.09 Kf 1.17  долговечн.Zn 1.01 1.16  Yn 1.00 1.00

Вариант №3

ПРОЕКТНЫЙ  РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ б.ход.вала   1160.0 об./мин.  

РЕСУРС ПЕРЕДАЧИ  6000 ч

ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ на б.ход.валу     80.3 Н*м    

ПЕРЕДАЧА   реверсивная

РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типовая циклограмма нагружения N 1  

КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.20

ШЕСТЕРНЯ: прокат  сталь    40Х    ТО    улучшение    ТВЕРДОСТЬ 300 HB

КОЛЕСО:   прокат  сталь    40Х    ТО    улучшение    ТВЕРДОСТЬ 280 HB

СХЕМА ПЕРЕДАЧИ  3                          

СТЕПЕНЬ ТОЧНОСТИ  7

МОДУЛЬ 1.500 мм       

МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 121.000 мм

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни  33  колеса 122         

ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 3.70

УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ [град.мин.сек.] 16 06 26

КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ: шестерни 0.000   колеса 0.000   суммарный  0.000

ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА [мм]:  шестерни  44.0    колеса  41.0

ОТНОСИТ. ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА:   в долях d1 0.796   в долях aw 0.339

КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ: торцового 1.67  осевого  2.41  суммарный  4.08

CИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [Н]: окружная  3117  радиальная  1181   осевая   900

ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]: делительный  51.523 вершин  54.52 впадин  47.77

ДИАМЕТР КОЛЕСА   [мм]: делительный 190.477 вершин 193.48 впадин 186.73

УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ КОЛЕС    910 куб.см         

ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ  3.13 м/с

|НАПРЯЖЕНИЯ                          |при расчете на контактную |  при расчете на изгибную         |

|  [МПа]                                       |выносливость|  прочность   | выносливость  |   прочность     |

|                                                  |                      |                      |шестер. колесо |шестер. колесо|

| расчетные                                 |        509        |         755       |      97      90     |     213     199  |

|допускаемые                             |         530       |        1540       |    190     177    |   1950    1820 |

КОЭФ-ТЫ:нагрузки Kh 1.10 Kf 1.19  долговечн.Zn 0.92 0.97  Yn 1.00 1.00

ПРОЕКТНЫЙ  РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ б.ход.вала    316.9 об./мин.  

РЕСУРС ПЕРЕДАЧИ  6000 ч

ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ на б.ход.валу    282.0 Н*м    

ПЕРЕДАЧА   реверсивная

РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типовая циклограмма нагружения N 1  

КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.20

ШЕСТЕРНЯ: прокат  сталь    40Х    ТО    улучшение    ТВЕРДОСТЬ 310 HB

КОЛЕСО:   прокат  сталь    40Х    ТО    улучшение    ТВЕРДОСТЬ 290 HB

СХЕМА ПЕРЕДАЧИ  5                          

СТЕПЕНЬ ТОЧНОСТИ  7

МОДУЛЬ 4.000 мм       

МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 170.000 мм

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни  19  колеса  66         

ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 3.47

УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ [град.мин.сек.] 00 00 00

КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ: шестерни 0.000   колеса 0.000   суммарный  0.000

ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА [мм]:  шестерни  83.0    колеса  75.0

ОТНОСИТ. ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА:   в долях d1 0.987   в долях aw 0.441

КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ: торцового 1.67  осевого  0.00  суммарный  1.67

CИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [Н]: окружная  7421  радиальная  2701   осевая     0

ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]: делительный  76.000 вершин  84.00 впадин  66.00

ДИАМЕТР КОЛЕСА   [мм]: делительный 264.000 вершин 272.00 впадин 254.00

УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ КОЛЕС   3250 куб.см         

ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ  1.26 м/с

|НАПРЯЖЕНИЯ                        |при расчете на контактную |  при расчете на изгибную         |

|  [МПа]                                     |выносливость|  прочность   | выносливость  |   прочность     |

|                                                |                      |                      |шестер. колесо |шестер. колесо|

| расчетные                              |         567        |         841       |     123     108   |     271     238  |

|допускаемые                           |         587        |       1540       |     183     171   |   2015    1885 |

КОЭФ-ТЫ:нагрузки Kh 1.10 Kf 1.19  долговечн.Zn 0.99 1.14  Yn 1.00 1.00

ПРОЕКТНЫЙ  РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ б.ход.вала   2900.0 об./мин.  

РЕСУРС ПЕРЕДАЧИ  6000 ч

ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ на б.ход.валу     32.1 Н*м    

ПЕРЕДАЧА   реверсивная

РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типовая циклограмма нагружения N 1  

КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.20

ТИПОРАЗМЕР СЕЧЕНИЯ ремней   У0                

РАСЧЕТНАЯ ДЛИНА   800 мм

КОЛИЧЕСТВО РЕМНЕЙ в комплекте (или ребер поликлинового ремня)    6

РЕГУЛИРОВКА НАТЯЖЕНИЯ РЕМНЕЙ  периодическая

РЕСУРС комплекта ремней    500 ч     

МАССА комплекта ремней    0.34 кг

КОЛИЧЕСТВО КОМПЛЕКТОВ ремней на весь срок службы передачи       12

ПЕРЕДАТОЧНОЕ ОТНОШЕНИЕ 2.54   

МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ  169 (+  9/- 3 ) мм

РАСЧЕТНЫЕ ДИАМЕТРЫ шкивов [мм]: меньшего    80       большего   200

ШИРИНА шкивов   76 мм           

УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ шкивов      2770 куб.см

СИЛА, действующая на валы [Н]: в покое  1836 при работе передачи  1776

СИЛА предварительного натяжения комплекта ремней     979 Н

ПОЛЕЗНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ В РЕМНЕ [МПа]: расчетные 2.81    допускаемые  2.61

Выберем оптимальный вариант передачи. Выбор осуществляем по двум крите-риям: 1) Минимальная площадь, занимаемая передачами. 2) Минимальная масса.

Приведем пример расчёта для первого варианта.

1) Площадь, занимаемая передачами в данной схеме определяется только одним размером «А» (см.рис.) Поэтому для оценки передач по этому критерию достаточно

расчитать размер «А» для всех вариантов.

где dкбп. – диаметр вершин колеса быстроходной передачи ; dктп. - диаметр вершин колеса тихоходной передачи ; аw – межосевое расстояние.

В том случае если диаметр вершин колеса тихоходной передачи больше диаметра большего шкива ременной передачи , то расчёт производят по формуле:

Поскольку в первом варианте диаметр большого шкива ременной передачи (200 мм.) меньше диаметра вершин колеса тихоходной передачи (248 мм.) , то значе-ния подставим в формулу (13) . Тогда получим :

Сведём результаты расчётов в таблицу:

Вар.

    dкбп.

dктп.( dшрп)

     aw

       A

                                   

                                    мм.

  1

  221,14    

 248(200)

     160          

   394,57

  2

  234,35

 240(200)

     160

 397,175

  3

  193,48

 272(200)

     170

   402,74

2) Масса передач определяется массой зубчатых колёс и шкивов . Масса зубчатых

колёс и шкивов ременной передачи пропорциональна их объёму и определяется по результатам расчета из предыдущего раздела :

Vбп.=0,001102 м³ ; Vтп.=0,002829 м³ ; Vрп.=0,002770 м³

Сведём результаты расчёта в таблицу:

  Вариант      

      Vбп.

         Vтп.

         Vрп.

           m

                                     м³

          кг.

        1

   0,001102

    0,002829

    0,002770

        52,6

        2

   0,001270

    0,002546

    0,002770

        51,7

        3

   0,000910

    0,003250

    0,002770

        54,4

Вывод:

По результатам расчёта видно , что в общем случае из всех вариантов более менее  

подходящим является вариант 1. Все дальнейшие расчёты будем проводить для

1-го варианта.


4. Проектирование валов.

4.1 Проектировочный расчёт валов.

Проектирование вала проведём из расчёта на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учёта влияния изгиба.

Условие прочности вала при чистом кручении можно записать в виде:

где Т - крутящий момент на валу (Н*мм) ; d – диаметр вала (мм) ;[ τ ] – допускаемое касательное напряжение при кручении (МПа или Н/мм²) .

Из этого выражения можно определить диаметр рассчитываемого вала :

Значение [ τ ] принимаем равным 20,25,30 МПа для 1-го, 2-го и 3-го валов соот- ветственно . Подставим численные значения в выражение (17) и получим:

d1 =27,3 мм. ; d2 = 40,75 мм. ; d3 = 53,5 мм.

Полученные значения округлим до ближайшего значения из стандартного ряда:

d1 = 28 мм. ; d2 = 42 мм. ; d3 = 55 мм.

4.2 Схема сил, определение реакций для всех валов.

Определим реакции в опорах для всех валов.

  1.  Быстроходный вал.

Силы в зацеплении: Ft1=3221 H. ; Fr1=1218 H. ; Fa1=905 H.

В вертикальной плоскости:

В горизонтальной плоскости:

Суммарные реакции:

  1.  Промежуточный вал.

Силы в зацеплении: Ft2=3221 H. ;  Fa2=905 H. ; Fr2=1218 H. ;  Fr3=3022 H. ; Ft3=8303 H.

В вертикальной плоскости:

В горизонтальной плоскости:

  1.  Тихоходный вал.

Силы в зацеплении : Ft4 = 8303 H. ; Fr4 = 3022 H.

Усилие от муфты :

Найдём реакции в вертикальной плоскости :

В горизонтальной плоскости:

 Определим опасные сечения, сопоставляя результаты расчета изгибающих моментов и сделаем эскиз вала.

 

В данном случае опасными будут следующие сечения вала: под шестерней (в месте шпоночного соединения) и в левой части вала при перепаде диаметров .

 Моменты в этих сечениях:

  - сечение 1-1 45 ; М1=382,7 Нм.

  - сечение 2-2 40 ; М2=192 Нм.

4.3 Проверочный расчёт одного из валов.

  Основным видом разрушения валов является усталостное, поэтому требуется установить характер цикла напряжений. Вал вращается и поэтому можно считать, что нормальные напряжения меняются по симметричному циклу, смещенному относительно нулевой линии на величину нормальных напряжений от осевой силы приложенной к валу. Касательные напряжения можно принять изменяющимися  по отнулевому циклу, т.к. большинство машин подобного типа работают с переменным крутящим моментом на выходе.

  Рассмотрим промежуточный вал.

Определим материал вала и его механические свойства . Возьмем сталь 40Х, термическая обработка – улучшение , со следующими параметрами:

σв=930 МПа – предел прочности;

Запишем обозначения напряжений:

σа и τа – амплитуда переменной составляющей напряжений;

σm и τm – постоянная составляющая напряжений;

σ-1 =400 МПа и τ-1 =232 МПа – предел усталости материала детали.

Для дальнейшего расчета потребуются коэффициенты:

Кs и Кt - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении;

 εσ =0,97– масштабный коэффициент;

 β – коэффициент шероховатости;

 ψτ=0,2 и ψσ  =0,1 - коэффициенты , учитывающие влияние постоянной состав-ляющей цикла напряжений на сопротивление усталости.

 Определим запас прочности в сечении 1 – 1 :

Диаметр вала 45 мм. Концентратор напряжений – шпоночная канавка b=14 мм, t=6 мм. Суммарный изгибающий момент – 382,7 Н*м.

Полученное значение запаса прочности оказывается больше допускаемого [S]=2,5.

 Определим запас прочности в сечении 2 – 2 :

Концентратор напряжений – перепад диаметров с 45 до 40 мм.

σ-1=400 МПа и τ-1 =232МПа.

εσ =0,82 ; ετ=0,73 ; ψτ=0,2  и ψσ=0,1.

Кσ =3 , Кτ =2.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения 2-2 :

Таким образом вал в обоих сечениях удовлетворяет условию прочности, следова-тельно имеет достаточную прочность по сопротивлению усталости.

5. Конструирование корпусных деталей.

Размеры корпусных деталей определяются в основном межосевыми расстояния-ми передач. Воспользуемся рекомендациями для определения основных размеров корпуса и крышки редуктора [1, с.241,таб.10.2 ; с.242, таб.10.3].

В соответствии с этими рекомендациями принимаем:

Толщина стенок корпуса и крышки δ = 8 мм;

Толщина пояса крышки и верхнего пояса корпуса редуктора b = 12 мм;

Толщина нижнего пояса корпуса b2 = 16 мм;

Диаметр фундаментных болтов d1 = 16 мм;

Диаметр болтов соединяющих крышку и корпус d3 =10 мм;

Диаметр болтов соединяющих крышку и корпус у подшипников d2 = 12 мм;

Размеры крышек подшипников принимаем в соответствии с наружным диамет-ром подшипника  [2, с.110].Размеры стандартных изделий (манжеты, болты, штифты) принимаем в соответствии с ГОСТом [3].

6. Выбор типов подшипников и конструирование подшипниковых узлов.

Выбор подшипников осуществляется с помощью ЭВМ. Выбираем подшипник ориентировочно и производим проверочный расчет на динамическую грузоподъ-ёмность. Если расчётный ресурс меньше требуемого, то следует выбрать подшип-нмк более тяжелой серии. Таким образом находим наиболее подходящий вариант подшипников и вычерчиваем их.

Исходными данными для расчета будут служить: ресурс привода (задаем сами), схема установки подшипников, тип подшипника, нагрузки в опорах, осевые наг-рузки.

Требуемый ресурс: 6000 часов

Коэффициент перегрузки: 2,2

Коэффициент безопасности: 1,3   [1, с.214, таб.9.19]

Температурный коэффициент: 1,0  [1, с.214, таб.9.20]

Результаты расчета подшипников быстроходного вала.

ТРЕБУЕМЫЙ РЕСУРС  6000 ч               

КОЭФФИЦИЕНТ БЕЗОПАСНОСТИ  1.30

РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типовая циклограмма нагружения N 1      

КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.20

ОПОРЫ ВАЛА: две фиксирующие в одном осевом направлении / враспор /

    относительно нагрузки вращается  внутреннее  кольцо подшипника

ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ ВАЛА   1160.0 об./мин.  

ВНЕШНЯЯ ОСЕВАЯ СИЛА    905 Н

Опора 1 препятствует перемещению вала под действием внешн. осевой силы

 Опора                                                                                             1             2

Подшипник                                                                                46208     46208

Радиальная реакция, Н                                                            1010       2443

Максимальная осевая реакция, Н                                           5646       3655

Статическая грузоподъемность, Н                                       21300     21300

Эквивалентная статическая нагрузка,    Н                         3200       5375

Ресурс при вероятности безотказной работы 0.9, ч           19892     25123

Вероятность безотказной работы при заданном ресурсе  0.9827   0.9878

Результаты расчета подшипников промежуточного вала.

 ТРЕБУЕМЫЙ РЕСУРС  6000 ч                

КОЭФФИЦИЕНТ БЕЗОПАСНОСТИ  1.30

РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типовая циклограмма нагружения N 1   

КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.20

ОПОРЫ ВАЛА: две фиксирующие в одном осевом направлении / враспор /

    относительно нагрузки вращается  внутреннее  кольцо подшипника

ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ ВАЛА    269.1 об./мин.   

ВНЕШНЯЯ ОСЕВАЯ СИЛА    905 Н

Опора 1 препятствует перемещению вала под действием внешн. осевой силы

 Опора                                                                                       2            1

Подшипник                                                                          46308    46308

Радиальная реакция, Н                                                      5888      5533

Максимальная осевая реакция, Н                                     8808      10799

Статическая грузоподъемность, Н                                 30100    30100

Эквивалентная статическая нагрузка,    Н                   12954    12173

Ресурс при вероятности безотказной работы 0.9, ч           20348    14933

 Вероятность безотказной работы при заданном ресурсе 0.9833    0.9735

Результаты расчета подшипников тихоходного вала.

ТРЕБУЕМЫЙ РЕСУРС  6000 ч               

КОЭФФИЦИЕНТ БЕЗОПАСНОСТИ  1.30

РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типовая циклограмма нагружения N 1  КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.20

ОПОРЫ ВАЛА: плавающие

   относительно нагрузки вращается  внутреннее  кольцо подшипника

ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ ВАЛА     90.0 об./мин.   

ВНЕШНЯЯ ОСЕВАЯ СИЛА      0 Н

Опора                                                                                              1           2

Подшипник                                                                                  208        208

Радиальная реакция, Н                                                             5697       3139

Максимальная осевая реакция, Н                                                0             0

Статическая грузоподъемность, Н                                        17800     17800

Эквивалентная статическая нагрузка,    Н                          12533      6906

Ресурс при вероятности безотказной работы 0.9, ч            16789     100365

Вероятность безотказной работы при заданном ресурсе   0.9777    0.9985

7. Расчет соединения вал-ступица.

 

Для соединения зубчатого колеса с валом целесообразнее применять шпоночное соединение , как наиболее дешёвое.

Пример расчёта шпоночного соединения покажем для прмежуточного вала.

Для расчёта шпоночного соединения (определения длины шпонки) составим рас-чётную схему.

Для диаметра вала d2=45 мм. [1,табл. 8.9,с.169] выбираем размеры шпонки и шпоночного паза:

 b=14 мм. – ширина шпонки , h=9 мм. – высота  , t=4,5 мм. – высота шпоночного паза. , lp – расчётная длина , l – полная длина шпонки , d – диаметр вала.

Запишем выражение для проектировочного расчёта шпоночного соединения по критерию смятия.

где  F – сила , действующая на шпонку (Н).,А – меньшая боковая площадь контак-та шпонки (мм²) , σсм – напряжение смятия , действующее на шпонку (МПа) ,

[σсм] – допускаемое напряжение смятия.

Величины A и F могут быть определены по формулам :

Подставляя значения A и F в выражение для напряжения смятия получим форму-лу для проектировочного расчёта шпонки:

Величину допустимых напряжений смятия определим из [1,c.170].Эта величина составит: [σсм]=130 МПа . Подставляя численные значения в выражение для lp получим величину расчётной длины шпонки.

Известно что l=lp+b.

Подставляя численные значения в это выражение получим величину полной дли-ны шпонки: l=32,8+14=39,23 мм.

Из таблицы согласно ГОСТ 23360 – 78 [1,c.169] находим значение длины шпонки из стандартного ряда(l=40мм).

 

Проведём проверочный расчёт шпонки на срез.

Воспользуемся выражением :

где [τ] – допускаемые касательные напряжения.

Найдём соответствующее длине шпонки l величину расчётной длины шпонки.

                                                  lp=l-b=40-14=26мм.

Тогда:

То есть условие прочности шпонки на срез выполняется.

Аналогично для других шпонок:

2-ая шпонка(на промежуточном валу,в месте посадки колеса)

d=45мм; b×h×l=14×9×36;t=4,5мм;lр=22мм;

σсм=149 МПа; τ=55,3 МПа

3-ая шпонка(на тиходном валу)

d=58мм; b×h×l=16×10×56 ; t=5мм;lp=40мм;

σсм=155,2 МПа; τ=48,5 МПа

4-ая шпонка(на тиходном валу, в месте посадки муфты-2штуки)

d=50мм; b×h×l=14×9×36 ; t=4,5мм ;lp=22мм;

σсм=163,3 МПа; τ=52,3 МПа.


8. Выбор муфты и проверка её деталей.

 Муфта стандартное изделие поэтому нет необходимости проектировать ее само-стоятельно, достаточно выбрать какую-либо стандартную муфту и проверить ее на прочность.

Для проектируемого привода выберем муфту зубчатую , для соединения выходно-го вала с валом последующего механизма. Зубчатая муфта компенсирует все виды несоосности валов.

Выберем муфту по передаваемому крутящему моменту, а затем проверим на прочность зубья.

Формула для проверочного расчета имеет вид :

Расчётный момент:

Кб – коэффициент безопасности, Кб=1,2.

Кд – коэффициент динамичности, Кд =1,5.

КН = 1,1 коэффициент неравномерности распределения нагрузки;

dm = zm*mm – делительный диаметр зубьев;

mm - модуль зацепления;

zm – число зубьев;

bm –длина зуба;

h = 1,8mm = 5,4 мм – рабочая высота зуба; 

см ]= 12 – 15 МПа – допускаемое напряжение на смятие зубьев.

 Исходя из момента на выходном валу 900 Н*м выбираем муфту предназначенную для передачи крутящего момента до 4000 Н*м и отверстия в полумуфте 53 мм. Эта муфта имеет следующие основные размеры:

Наибольший диаметр – 220 мм;

Диаметр обоймы – 150 мм;

Диаметр ступицы полумуфты – 90 мм;

Ширина фланцев – 34 мм;

Параметры зубчатого венца:

Длина зуба – 15 мм;

Модуль – 2,5 мм;

Число зубьев – 38.

dm=zm*mm= 38*2,5 = 95 мм

h =1,8*mm = 1,8*2,5 = 4,5 мм

По указанным геометрическим параметрам муфты определим напряжения смятия:

Расчет показал правильность выбора муфты.

Длина ступицы полумуфты принимается 105 мм в соответствии с длиной шпонки переда-ющей момент от вала к полумуфте.

Рассчитаем диаметр болтов соединяющих полумуфты и установленных без зазора. Сила действующая на болты определяется по формуле :

Dб – диаметр расположения болтов,  Dб = ( D+D1)/2 = 185 мм;

zб – число болтов, принимаем  6.

Диаметр стержня болта определим из условия прочности на срез:

[τ] – допускаемое напряжение на срез.

σт –предел текучести, стали 30

Диаметр болтов:

С учётом запаса прочности принимаем болты  М10, класс прочности 5, 6.

9. Выбор системы смазки.

Система смазки зубчатых колес картерная. Вращающиеся колеса, окунутые в масло, переносят его непосредственно в зону зацепления зубьев, а также за счёт разбрызгивания масло попадает на тела качения и беговые дорожки колец подшипников. Для защиты подшипников от попадания в них  продуктов износа устанавливаются масло отражательные кольца. Из-за загрязнения масла продук-тами износа, для смены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие. Для наблюдения за уровнем масла в корпусе редуктора установлен круглый маслоука-затель из прозрачного материала.

При скорости скольжения <2 м/c и контактных напряжения 317 МПа, вязкость масла должна быть примерно м/с. Поэтому рекомендуется использовать индустриальное масло марки И-50A .


10. Список литературы.

1.«Курсовое проектирование деталей машин»/ Чернавский С. А., Боков И. М. – М.:   Машиностроение, 1988.

2. «Конструирование узлов и деталей»/ Дунаев П. Ф., Леликов О. П. –М.: Высшая школа, 1985.

3. «Детали машин»/ справочные материалы по проектированию, - СПбГТУ, Санкт-Петербург,1995.


EMBED Equation.3  

EMBED KompasCDWFile  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED KompasFRWFile  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED KompasFRWFile  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED KompasFRWFile  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED KompasFRWFile  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED KompasFRWFile  

EMBED KompasFRWFile  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  

EMBED Equation.3  


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

39499. Исследование технологий продвижения электронного бизнеса и дизайн - проектирование современного Интернет-магазина 5.37 MB
  Интернет-магазины обладают рядом преимуществ в сравнении с обычными, как для покупателей, так и для продавцов. Крупные интернет-магазины поддерживают чрезвычайно широкий ассортимент товаров. А множество одинаково хорошо доступных интернет-магазинов вместе создают столь широкий диапазон товаров, что с ним не сравнится никакой супермаркет реального мира.
39500. Міжнародна конкуренція в умовах становлення ринкової економіки 23 MB
  В епоху тотальної глобалізації та гонитви за прибутком конкурентоспроможність товарів чи послуг є найважливішим показником та умовою існування даного товару не тільки на вітчизняній проте й на міжнародній арені. Поліпшення конкурентоспроможності експортованих товарів чи послуг –це поліпшення образу України як країниекспортера якісної продукції. Намагаючись відповідати міжнародним стандартам та слідуючи прикладу розвинутих країн Україна приділяє багато уваги розвитку інтелектуальних послуг що дозволяють отримувати найбільший...
39501. Разработка системы учета материальных ресурсов для отдела информационных технологий 10.77 MB
  КОМПЬЮТЕРНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ РАСХОДНЫЕ МАТЕРИАЛЫ ПРОГРАММНОЕ ОБЕСПЕЧЕНИЕ ПОСТУПЛЕНИЕ ПЕРЕМЕЩЕНИЕ ВЫБЫТИЕ РАБОЧЕЕ МЕСТО Объектом исследования является система учета материальных ресурсов в отделе информационных технологий . Цель работы разработать систему учета материальных ресурсов для отдела информационных технологий. В процессе работы изучена деятельность и специфика учета материальных ресурсов в отделе информационных технологий разработана объектноориентированная модель системы. В результате проделанной работы разработана...
39502. Разработка конструкции модуля внешнего интерфейса (МВИ) 4.09 MB
  МВИ входит в состав индикатора вертолетного. МВИ предназначен для обеспечения связи индикатора с внешними устройствами. В проекте выполнено описание структурной схемы индикатора и его компоновка описание схемы электрической принципиальной модуля выбрана и описана конструкция модуля произведены расчёты механической прочности платы механических размерных цепей надёжности выполнен анализ течения воздушного потока в индикаторе. Описание структурной схемы индикатора [7] 4.
39503. Особенности проведения новогодних зарубежных туров в деятельности турфирм Пскова (на примере турфирмы «Салон путешествий «Дива») 809 KB
  Новогодний тур является одним из видов событийного тура который стремительно развивается в сравнении с другими видами туризма. Дестинации развиваются продвигая и рекламируя различные виды событийных туров для выполнения следующих функций: привлечение туристов особенно в низкий сезон ускорение возрождения городов увеличение туристской вместимости дестинации и развития инфраструктуры туризма формирование благоприятного имиджа дестинации и внесение вклада в развитие территории как благоприятного места для проживания работы и...
39504. Организация финансовой работы на предприятии и основные направления ее совершенствования (на примере ООО «Компьютеры и периферия») 897.5 KB
  ДИПЛОМНАЯ РАБОТА на тему: Организация финансовой работы на предприятии и основные направления ее совершенствования на примере ООО Компьютеры и периферия Студент ФФБД 5 курс ЗФФ1 А. Предмет исследования – организация финансовой работы ее составляющие. Цель работы: проанализировать сложившуюся методические подходы к организации финансовой работы на ООО Компьютеры и периферия выявить проблемы организации финансовой работы на современных предприятиях и...
39505. Проектирование архитектурно- конструктивной части общественно-торгового центра Cеверного микрорайона на 7 тыс. жителей жилого района «Юбилейный» в г.Гродно 799.5 KB
  В данном курсовом проекте предлагается общественно-торговый центр, с площадями для продажи промышленных товаров и помещения для бытового обслуживания посетителей: детская комната, мастерские, ателье, актовые залы. На 4-ом этаже запроектирован кафе-бар на 20 посадочных мест. Планировка участка. Благоустройство и озеленение.
39506. Создание электронное учебно-методического пособие «Политология» 44.33 KB
  Бурное развитие вычислительной техники потребность в эффективных средствах разработки программного обеспечения привели к появлению систем программирования ориентированных на так называемую быструю разработку среди которых можно выделить C Builder. C Builder – программный продукт инструмент быстрой разработки приложений RAD интегрированная среда программирования IDE система используемая программистами для разработки программного обеспечения на языке программирования C. C Builder объединяет в себе комплекс объектных...
39507. ЭЛЕКТРОННОЕ СРЕДСТВО ОБУЧЕНИЯ И ТЕСТИРОВАНИЯ ПО ДИСЦИПЛИНЕ «ОСНОВЫ СОЦИАЛЬНО-ГУМАНИТАРНЫХ НАУК. ПОЛИТОЛОГИЯ» 219.28 KB
  Это задается следующими строками: int ocenka = 0; { AnsiString otvety= ; for int k = 0; k kolv; k { ocenka = ocenka kRight[k]; if kRight[k]==1 otvety = otvety IntToStrk1; } Загрузка вопросов в RadioGroup производится следующим образом: RadioGroup1 Items Clear; while j q ChildNodes Count { RadioGroup1 Items Addq ChildNodes Nodes[j] Text; j; } } if i = qw ChildNodes Count BitBtn3 Click; } ОБОСНОВАНИЕ ПРИЕМОВ ПРОГРАММИРОВАНИЯ ОС Windows XP Windows XP кодовое название при разработке Whistler;...