Конструкция выходного вала редуктора

Кинематический расчет привода, который состоит из электродвигателя, ременной передачи, редуктора и муфты. Выбор материала, термической обработки, определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба. Подбор подшипников качения выходного вала.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 22.01.2014
Размер файла 374,1 K

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Техническое задание

Рассчитать и спроектировать узел выходного вала редуктора привода галтовочного барабана для снятия заусенцев после штамповки по схеме, показанной на рисунке и данным, приведенным в таблице согласно варианту.

Привод не реверсивный. Нагрузка близка к постоянной. Ресурс работы редуктора 25000 час.

Введение

Привод состоит из электродвигателя, ременной передачи, редуктора и муфты. Вращение от электродвигателя через ременную передачу и редуктор передается галтовочному барабану.

Данный привод обеспечивает согласование частоты вращения электродвигателя и ведущего вала галтовочного барабана. Редуктор и ременная передача дают выигрыш во вращательном моменте и уменьшают частоту вращения.

В курсовом проекте рассчитывается и разрабатывается конструкция выходного вала редуктора.

1. Кинематический расчет привода

Требуемая мощность привода от галтовочного барабана, кВт

где Тг.б. - вращающий момент на барабане, Нм;

nг.б. - частота вращения барабана, об/мин.

Коэффициент полезного действия привода 1,2

= рем3пкзм·ззп = 0,96· 0,993 · 0,97· 0,98 = 0,9,

где зрем = 0,96; - кпд ременной передачи,

зпк = 0,99; - кпд пары подшипников качения,

зм = 0.97; - кпд муфты;

ззп = 0,98; -кпд зубчатой передачи.

Требуемая мощность электродвигателя, кВт

Ртр = Рг.б./з = 2,68/0,9 = 2,97.

По таблице 18.36 [1] принимаем электродвигатель серии 4А марки 90L2/2840, имеющий мощность Рэл = 3,0 кВт и частоту вращения nэл = 2840 об/мин.

Передаточное отношение привода

i = iрем·iред = nэл/nг.б. = 2840/160 = 17,75.

Принимаем передаточное отношение редуктора iред = 3,5, тогда

iрем = i/iред =17,55/3,5 = 5.

Дальнейший расчет ведем по мощности, развиваемой электродвигателем.

Вращающий момент, развиваемый электродвигателем

Тэл = 9550·Рэл /nэл =9550·3/2840 = 10,1 Н·м.

Момент на выходном конце вала редуктора, Н·м

Т = Тэл iрем·iред2пкзм·ззп =10,1·5·3,5·0,98·0,97·0,992 = 164,67.

Момент на зубчатом колесе ведомого вала, Н·м

Т2 = Тэл·iрем·iредпкзм·ззп = 10,1·5·3,5·0,98·0,97·0,99 = 166,34.

2. Выбор материала, термической обработки, определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба

По таблице 2.1 [1] принимаем для шестерни сталь 45, средней твердостью 270НВ, термическая обработка - улучшение. Для зубчатого колеса принимаем сталь 40, средней твердостью 200НВ, термическая обработка - улучшение.

По техническому заданию режим работы привода - постоянный, поэтому коэффициенты долговечности КHL при расчете по контактным напряжениям и КFL при расчете по изгибу принимаем равными единице.

По таблице 2.2 [1] определяем допускаемые контактные напряжения и допускаемые напряжения изгиба:

1,8·270 + 67 = 553 МПа;

1,8·200 + 67 = 427 МПа;

3. Расчет зубчатой передачи

Проектный расчет

где = 43 - коэффициент для косозубой передачи,

- коэффициент концентрации нагрузки, при скорости V15 м/с и Н350НВ зубья прирабатываются, поэтому КН=1,0 (стр.15[2]);

ва - коэффициент ширины венца, принято ва=0,37 при симметричном расположении колес относительно опор (стр.15[2]).

По таблице 19.1[2] принимаем стандартное значение межосевого расстояния =125мм.

Модуль передачи

m = (0,01…0,02) = (0,01…0,02)125 = 1,25…2,5мм.

Принимаем стандартное значение модуля из первого ряда m=2мм (стр.16[2]).

Суммарное число зубьев передачи

z =2/m=2·125/2=125.

Числа зубьев z1 шестерни и z2 колеса

z1 = z/(u+1) = 125/(3,5+1) = 28;

z2 = z - z1 = 125 - 28 = 97.

Фактическое передаточное число

uф = z2/ z1 = 97/28 = 3,5.

Отклонение от требуемого значения

что лежит в допускаемом пределе.

Фактическое межосевое расстояние

.

Основные геометрические параметры шестерни и колеса:

делительные диаметры

- диаметры окружностей вершин

диаметры окружностей впадин

ширина венцов

Проверочный расчет

Расчетные контактные напряжения

= 452,37 МПа,

где коэффициент распределения нагрузки между зубьями, для косозубой передачи

- коэффициент динамической нагрузки, для косозубой передачи при твердости ?350НВ КНV=1,2 (стр.20 [2]);

КН - коэффициент концентрации нагрузки, принимаем по таблице 2.3 [1] в зависимости от d = b2/d1 = 47/56 = 0,8 и симметричном расположении колес твердостью ?350НВ.

Проверка зубьев по напряжениям изгиба.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни и колеса:

F2=KF·Y·KF·KFV·YF2·Ft/(b2·m)=0,9·1·1·1,2·3,61·1714,84/(47·2)= 71,13МПа;

F1= F2· YF1/ YF2 = 71,13·3,88/3,61 = 76,45МПа,

где KF = 0,9; Y = 1 - для косозубых передач;

KF = 1 при Vм/с и Н350НВ (стр.19 [2]);

YF1=3,88 и YF2=3,61- коэффициенты формы зуба по таблице 2.5 [2]

Условия прочности по контактным напряжениям Н? []Н и по напряжениям изгиба F? []F выполняются, значит спроектированная передача будет работоспособна.

Определим усилия в зацеплении:

Ft = 1714,84 H - окружная сила;

Fr = Ft·tg20? = 1714,840,364 = 624,2H - радиальная сила;

FM = 125•11,92 = 1489,81Н - консольная нагрузка от муфты.

4. Расчет тихоходного вала

Проектный расчет

Диаметр выходного конца вала при расчете по пониженным допускаемым напряжениям

По таблице 7.1 [1] принимаем стандартное окончание вала по ГОСТ 1208-66: d=28мм и длину консольной части вала L=42мм.

По таблице 7.2 [1] принимаем высоту буртика t>2f =2·2 = 4мм.

Получаем диаметр под манжету и подшипник dп = d+4f = 28+4·2 = 36мм. Принимаем стандартное значение dп=dманж=32мм.

Диаметр вала под ступицей колеса принимаем dст=36мм.

Линейные размеры вала получаем при конструировании узла выходного вала.

Проверочный расчет

Рассчитываем выходной вал под ступицей колеса и в месте установки подшипника в опоре В.

Расчетная схема вала представлена на рисунке 1.

Реакции опор:

вертикальная плоскость YOZ

УMA=0; - RВу·(a+b) + Fr·a = 0;

УMB=0; RAy·(a+b) - Fr·b = 0;

·

горизонтальная плоскость XOZ

УMA=0; Ft·a - RBх·(a+b) + FM·(a+b+c) = 0;

УMB=0; RAx·(a+b) - Ft·b + FM·с = 0;

Суммарное значение реакций опор

Изгибающие моменты:

- вертикальная плоскость

УMA=0; MD= RAy·a =315,82·41,5 = 13106,53H·мм;

- горизонтальная плоскость

УMA=0; MD= RAx·a = 267,46·41,5 = 11099,59H·мм;

MB= FM·с =1489,81·64 =95347,84Н·мм.

Суммарные значения изгибающих моментов

МВ = 95347,84 Н·мм.

Проверяем запас прочности в сечении, проходящем через точку D, где действуют изгибающий момент МD = 17175,04 Н·мм и вращающий момент Т =166,34 Н·м = 166340Н•мм.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза.

Принимаем для вала сталь 35 твердостью 163…192НВ с пределами выносливости -1=235Мпа и ф-1=110МПа.

Амплитудные напряжения в опасном сечении

a=иD/W=18989,6/0,1d3=17175,04/0,1·363=3,68МПа;

фa=0,5фK=T/2WK=T/2·0,2d3=166340/2·0,2·363=8,91МПа,

где W=0,1d3 - осевой момент сопротивления сечения;

WK=0,2d3 - полярный момент сопротивления сечения.

Пределы выносливости (-1)D и (ф-1)D вала в рассматриваемом сечении

(-1)D = -1/(К)D = 235/1,88 = 124,78МПа;

-1)D = ф-1/ф)D = 110/1,4 = 77,6МПа.

В этих формулах значения эффективных коэффициентов концентрации приняты по таблицам 7.15 и 7.16 [1]; значение KF коэффициента влияния шероховатости принято по таблице 7.11 [1]; значение KV коэффициента влияния поверхностного упрочнения принято по таблице 7.12 [1].

Запас прочности в сечении В

где S и Sф - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по формулам [2]:

Т.о. условие прочности обеспечено.

Проверяем запас прочности вала в сечении, проходящем через точку В, где установлен подшипник.

Концентрация напряжений здесь обусловлена напресовкой на вал подшипника. В сечении действуют изгибающий момент МВ=95347,84МПа и вращающий момент Т=142050МПа. Диаметр вала под подшипником dП=30мм.

Амплитудные напряжения цикла:

a = М/W = М/0,1d3 = 95347,84/0,1·323 = 29,1МПа;

фa = T/2WK = 142050/2·0,2·323 = 10,84МПа.

Пределы выносливости вала

(-1)D = -1/(K)D = 235/1,13 = 206,87МПа;

-1)D = ф-1/(K)D = 110/1,2 = 90,75МПа,

где коэффициенты концентрации напряжений

)D =

ф)D =

Запас прочности сечения

где коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям определяем по формулам:

Таким образом, прочность вала в опасном сечении обеспечена.

5. Подбор подшипников качения выходного вала на заданный ресурс

привод редуктор подшипник вал

По таблице 18.28 [1] принимаем предварительно подшипники №306, которые имеют соответственно динамическую и статическую грузоподъемности Сr=22кН и Сr=15,1кН.

Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре В.

Эквивалентная нагрузка

РrB= V·FVB·Кб·КТ= 1·3351,17•1·1=3351,17 Н,

где V - коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце V=1; Кб=1 - коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки по таблице 6.3 [1]; КТ=1 - температурный коэффициент при t 100?С.

Долговечность принятого подшипника

где n = n2 = 190об/мин; - частота вращения вала, на котором установлен подшипник; m=3; - показатель степени для шарикоподшипников.

Так как расчетная долговечность больше требуемой по техническому заданию, то подшипник пригоден для работы.

6. Расчет шпоночных соединений тихоходного вала

На консольном участке вала устанавливаем шпонку со скругленными торцами bхh = 8x7 мм.

Определяем необходимую (расчетную) длину шпонки, приняв допускаемые напряжения смятия [у]СМ=135МПа:

Длина шпонки l = lp + b =26+8=34мм, принимаем стандартную длину l=36мм. По таблице 18.19 [1] принимаем в зависимости от диаметра вала сечение шпонки bхh = 10х8мм.

Определяем расчетную длину шпонки при допускаемом напряжении [у]СМ=135МПа:

Длина шпонки l=lр + b = 13,7 + 10 = 23,7 мм.

По таблице 18.19 [1] принимаем стандартную длину шпонки l=28мм.

7. Выбор смазочных материалов

По таблице 8.1 [1] для контактных напряжений 600 МПа и окружной скорости меньше 2 м/с требуется вязкость масла 34·10-6м2/с.

Такую вязкость имеет индустриальное масло И-30А.

Список литературы

1. Решетов Д.Н. Детали машин. - М.: Машиностроение, 1974.- 656 с.

2. Кудрявцев В.Н. Детали машин. - Л.: Машиностроение, 1980. - 464 с.

3. Устюгов И.И. Детали машин. - М.: Высшая школа, 1981. - 399 с.

4. Ковалев Н.А. Прикладная механика. - М.: Высшая школа, 1982. - 400 с.

5. Иосилевич Г.Б. и др. Прикладная механика. - М.: Машиностроение, 1985. - 576 с.

6. Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин. - М.: Высшая школа, 1987. - 383 с.

7. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.

8. Дунаев И.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.: Высшая школа, 1990. - 399 с.

9. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Высшая школа, 1991. - 432 с.

10. Степин П.А. Сопротивление материалов. - М.: Высшая школа, 1979. - 312 с.

11. Методические указания с заданиями к курсовому проекту по деталям машин для студентов не машиностроительных специальностей. - Уфа, изд.БГУ, 2003 - 36 с. Составители: Райский В.В., Калимгулов А.Р.

12. Зубчатые и червячные передачи. Расчеты на прочность. Методические указания к курсовым и дипломным проектам. - Уфа, изд. БашГУ, 2005 - 40 с.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Кинематический расчет привода. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений. Расчет закрытой, открытой передачи. Компоновка редуктора. Уточненный расчет параметров выходного вала редуктора. Размеры редуктора, деталей. Допуски и посадки.

    курсовая работа [179,4 K], добавлен 12.04.2012

  • Кинематический расчет привода. Выбор твердости, термической обработки и материала колес. Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба. Конструирование зубчатых колес, корпусных деталей, подшипников. Расчет валов на прочность.

    дипломная работа [2,0 M], добавлен 12.02.2015

  • Подбор электродвигателя привода, его силовой и кинематический расчеты. Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба. Параметры цилиндрической зубчатой передачи. Эскизная компоновка редуктора. Вычисление валов и шпонок, выбор муфт.

    курсовая работа [1,6 M], добавлен 17.09.2012

  • Мощность и КПД привода электродвигателя. Проектный и проверочный расчёт зубчатой передачи редуктора. Определение допускаемых напряжений. Расчет контактных напряжений, основных размеров и формы тихоходного вала. Подбор и расчет шпонок и подшипников.

    курсовая работа [173,2 K], добавлен 20.12.2012

  • Выбор материала колес и допускаемых напряжений. Расчет червячной передачи, определение межосевого расстояния и модуля зацепления. Проверка на выносливость выходного вала. Подбор подшипников. Условие прочности шпонок на смятие и срез. Смазка редуктора.

    курсовая работа [1,1 M], добавлен 21.10.2012

  • Определение конструктивных размеров шкивов и основных параметров передачи. Выбор механических характеристик материалов передачи и определение допускаемых напряжений. Расчет быстроходного вала редуктора. Подбор подшипников качения, компоновка редуктора.

    курсовая работа [3,0 M], добавлен 28.03.2011

  • Кинематический и силовой расчет привода, выбор материала и определение допускаемых напряжений. Проектировочный расчет зубчатой передачи конического редуктора. Расчет и подбор корпуса редуктора, валов, подшипников, зубчатых колес, муфты, цепной передачи.

    курсовая работа [379,1 K], добавлен 04.06.2019

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.