Структура двоступінчастого редуктора

Проектування та розрахунок двоступінчастого редуктора, визначення кінематичних та силових параметрів приводу. Розрахунок циліндричних передач (швидкохідної та тихохідної), валів редуктора, вибір підшипників та шпонок для вхідного та проміжного валів.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык украинский
Дата добавления 14.10.2011
Размер файла 3,5 M

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/

Содержание

  • 1. Визначення кінематичних та силових параметрів приводу
  • 2. Розрахунок циліндричних передач
  • 2.1 Розрахунок швидкохідної передачі
  • 2.2 Розрахунок тихохідної передачі
  • 3. Розрахунок валів редуктора
  • 3.1 Розрахунок проміжного вала
  • 3.2 Розрахунок вхідного вала
  • 3.3 Розрахунок вихідного вала
  • 4. Розрахунок та вибір підшипників
  • 4.1 Розрахунок та вибір підшипників для вхідного вала
  • 4.2 Розрахунок та вибір підшипників для проміжного вала
  • 4.3 Розрахунок та вибір підшипників для вихідного вала
  • 5. Розрахунок та вибір шпонок
  • 5.1 Розрахунок та вибір шпонок вхідного вала
  • 5.2 Розрахунок та вибір шпонок проміжного вала
  • Список використаної літератури

1. Визначення кінематичних та силових параметрів приводу

Потужність на робочому органі (барабані механізму підйому) знаходимо за формулою

де - вага вантажу, що підіймається, Н;

Vгр - швидкість підйому вантажу, м/с;

?пол - коефіцієнт корисної дії поліспаста.

У даному випадку:

Qгр=4.3Ч103Ч9.8=42140 Н;

Vгр=14/60=0.233 м/с;

коефіцієнт корисної дії поліспаста знаходимо по залежності

де ?бл - коефіцієнт корисної дії одного блоку. Для канатних блоків при куті охоплення канатом блоку б=180о і використані підшипники кочення ?бл=0.98;

m - кратність поліспаста. Кратність поліспаста m=2.

Тоді

а потужність на барабані

Потрібну статичну потужність електродвигуна приводу знаходимо по формулі

де ?пр - коефіцієнт корисної дії приводу.

де - коефіцієнт корисної дії муфти - гальма, розташованої між електродвигуном і редуктором приводу. В якості муфту даному випадку можна приймати муфти типу МУВП приймаємо , - коефіцієнт корисної дії пари підшипників кочення , - коефіцієнт корисної дії закритої циліндричної передачі , - коефіцієнт корисної дії муфти, що з'єднує редуктор приводу з барабаном. В цьому випадку рекомендується приймати муфти зубчасті.

Тоді

В цьому випадку потрібна потужність електродвигуна приводу складає

В цьому випадку використовують електродвигун, типу МТН 312 - 6 з номінальною потужністю Рдв=10 кВт і частотою обертання nдв = 720хв-1.

Для визначення діаметра каната dk механізму підйому вантажу необхідно установить максимальне зусилля Fmax на канаті, що визначається за умовою

де z - кількість гілок каната, на яких висить вантаж. Згідно схемі канату z=2. Тоді

Розривне зусилля Fрозр для канатів залежить від Fmax і коефіцієнта запасу міцності kk, що визначається в залежності від режиму роботи механізму підйому. Для тяжких режимів роботи - 6.0;

Діаметр каната dk в залежності від Fрозр, типу каната і механічних властивостей матеріалу дроту. Згідно ГОСТ 2688 - 80 приймаємо: канат типу ТК; dk=13мм Fрозр=85.75 кН.

Діаметр барабана механізму підйому вантажу визначаємо за формулою

де е - коефіцієнт, що дорівнює 35 для механізмів з важким режимом роботи;

Тоді для механізму, що розглядається

По ДСТУ 2451 - 94 (ГОСТ 30077 - 93) діаметр барабанів бажано вибрати із значень: 160, 200, 250, 400, 500, 630, 800, 1000 мм.

Допускається зменшення діаметра барабана на 15% відносно знайденого розрахунком.

Допускається у курсовому проектуванні застосування барабанів з діаметрами стандартних лінійних розмірів.

Приймаємо діаметр барабана

Діаметр барабана по центрам розміщення каната на барабанах

Визначаємо кутову швидкість обертання барабана, обумовлену швидкістю Vгр підйому вантажу і кратністю m поліспаста.

Частота обертання барабана

Загальне передаточне число привода Uпр знаходимо по залежності

де - передаточне число І-го ступеня редуктора,

- передаточне число ІІ-го ступеня редуктора.

Передаточне число І ступеня повинно бути більше передаточного числа ІІ ступеня, тобто для циліндричних редукторів.

Приймаємо . Тоді

Визначаємо частоти і кутові швидкості обертання валів привода.

Вал двигуна

Вхідний вал редуктора

Проміжний вал редуктора

Вихідний вал редуктора

Значення і достатньо близько співпадають з частотою обертання барабана і його кутовою швидкістю (вихідний вал редуктора і вал барабана з'єднані муфтою). Визначаємо номінальні крутні моменти машини на валах привода. Вал двигуна:

Вхідний вал редуктора

Проміжний вал редуктора

Вихідний вал редуктора

Вал барабана

Значення визначимо для перевірки правильності виконання силових розрахунків. З іншого боку крутний момент на барабані

Близьке співпадання значень крутних моментів на барабані привода говорить про правильність виконаних силових розрахунків привода. Для визначення довжини барабана привода визначаємо число витків каната, що намотуються на барабан (або число витків нарізної частини барабана, якщо його поверхня оснащена такими витками). Число витків з запасом у 2 витка можна розрахувати за формулою

де - максимальна вита підйому вантажу, згідно завдання, - кратність поліспаста, в даній задачі

Тоді

Довжина нарізної частини барабана (довжина барабана) з запасом в 4 кроки з 2 - х сторін на кріплення розраховується за формулою

де - крок нарізи барабана. Для барабанів з гладкою зовнішньою поверхнею можна приймати .

Тоді для даної задачі при ,

Приймаємо

Товщину стінки барабана встановлюємо за залежністю

Приймаємо . Мінімальне значення д з технологочних міркувань не повинно бути менше 10 мм.

Перевірку стінок барабана на стиснення виконуємо за формулою

В якості матеріалу для виготовлення барабана приймаємо сірий чавун марки С425, для якого

Тоді

тобто міцність на стиснення забезпечується.

По заданій залежності вантажопідйомності і режиму роботи підбираємо однорогий литий крюк №13 типу А (Умовні позначення: Заготовка крюка 13А. ГОСТ 6627 - 74).

Механізм підйому вантажу оснащується гальмом постійно замкненого типу, встановлюємо на швидкохідному валу редуктора (між електродвигуном і редуктором).

Розрахунковий гальмівний момент розраховуємо в залежності від статичного крутного моменту на валу двигуна по залежності

де - коефіцієнт запасу гальмування.

Приймається для середнього рижим роботи.

У даному випадку .

В курсовому проектуванні гальмо простіше встановлювати на барабані муфти типу МУВП.

Згідно підбираємо: муфта МУВП 1000, де 1000 - крутний момент, який може передати дана муфта. для даної конструкції становить 420 Н·м. Діаметр гальмівного барабана Dm=300 мм.

Згідно значення і діаметру гальмівного шківа (барабана) Dm=300 мм колодкове гальмо з приводом від електрогідравлічного штовхача. Тип гальма - ТКГ - 300, у якого Dm=300 мм і можливий гальмівний момент .

Муфту, що з'єднує вхідний вал редуктора з валом барабана, у курсовому проектуванні рекомендується вибрати типу МЗ - муфту зубчату (ДСТУ 2742 - 94).

Муфти даного типу звичайно підбирають по найбільшому діаметрів кінців, з'єднуваних валом, встановлюють запас міцності і порівнюють коли діаметр консолі вихідного вала невідомий, муфту підбираємо по розрахунковому моменту згідно умови

де - крутний момент на вихідному валі редуктора. У випадку, що розглядається, ;

- коефіцієнт відповідальності, . Приймаємо для випадку коли поломка муфти приводить до зупинки машин .

- коефіцієнт умов роботи. . Для режиму нерівномірного навантаження приймаємо .

двоступінчатий редуктор підшипник шпонка

- коефіцієнт умовного зміщення, . Приймаємо для випадку кутового зміщення не більше 0°15ґ .

- крутний момент муфти

Тоді .

Приймаємо муфт МЗ - 6300 - 80 - І ДСТУ 2742 - 94,де 6300 - крутний момент, що передається, Н·м;

80 - діаметр посадочного отвору, мм;

І - тип муфти.

2. Розрахунок циліндричних передач

2.1 Розрахунок швидкохідної передачі

Виконати проектний розрахунок закритої циліндричної прямозубої передачі за наступними даними: T1nom=148.75 Н·м; n1=720хв-1; U=5.6; kp=0.55; kd=0.6; tp=9.5років; циклограма навантажень має коефіцієнти: в1=1.5; в2=1; в3=0.8; б1=0.005; б2=0.75; б3=0.249.

Робота зубчатої передачі супроводжується поштовхами значної величини (ЗП).

Строк служби приводу в годинах:

год.

Числа навантажень зубців шестерні та колеса за строк служби:

Для виготовлення зубчастих колі приймаємо такі матеріали:

Шестерні - сталь 40Х (HRC1=38 (HB1=285.5 da Н/мм2); ут1=1380 Н/мм2);

Колеса - сталь 55 (HB2=148.5 da Н/мм2; ут2=1000 Н/мм2).

Граничні числа навантажень для матеріалів шестерні та колеса:

Для визначення розрахункового навантаження перевіряємо умову:

По циклограмі навантажень . Тоді:

Тому розрахунковий крутний момент

Еквівалентні числа навантажень при цій умові:

.

При коефіцієнт довговічності:

Приймаємо

Приймаємо

Границі контактної витривалості для матеріалів шестерні та колеса визначаємо за таблицею 1.9

При відсутності поверхневого зміцнення поверхонь зубців шестерні та колеса мінімальні коефіцієнти SHmin запасу міцності

Тоді допустимі контактні напруження для матеріалів зубчастих коліс передачі

Коефіцієнт шba ширини зубчастих коліс приймаємо рівним 0.5. тоді коефіцієнт

Приймаємо .

Міжосьову відстань передачі визначаємо за формулою

де , а розрахункове допустиме контактне напруження

Тоді міжосьову відстань прямозубої передачі

Беручи до уваги наявність поштовхів значної сили (ЗП), які супроводжують роботу передачі, приймаємо . При твердості робочих поверхонь зубців HRC1=38 (HB1=285.5 da Н/мм2) та HB2=248.5 da Н/мм2, прийнятих для вибраних матеріалів шестерні та колеса, модуль m зубчатих коліс

Кут в нахилу зубців попередньо приймаємо рівним 15?. Тоді

Приймаємо

Визначаємо кількість зубців шестерні та колеса.

Приймаємо Перевіримо відповідність міжосьової відстані стандартній.

Уточнюємо кут в нахилу зубців шестерні та колеса

Перевіряємо відхилення фактичного передаточного числа від стандартного. Фактичне передаточне число:

Тоді відхилення

що допускається, оскільки

Параметри зубчастих коліс і передачі.

Ділильні діаметри

Діаметри вершин зубців

Діаметри западин зубців

Ширина зубчастих вінців колеса та шестерні

де - розрахункова ширина зубчатого вінця.

Лінійна швидкість в полюсі зачеплення

Перевірка зубців прямозубих циліндричних коліс на контактну витривалість. Виконати перевірку зубців прямозубих циліндричної зубчастої передачі на контактну витривалість за наступними даними: матеріал шестерні - сталь 40Х, колеса - сталь 55; HB2=248.5 da Н/мм2; T1nom=148.75 Н·м; T=148.75 Н·м; U=5.6; ; робота передачі супроводжується поштовхами значної сили (ЗП); кінематична ступінь точності - 7 .

Фактичне значення контактного напруження на робочих поверхнях зубців зубчастих коліс прямозубої зубчастої передачі визначаємо за формулою:

Коефіцієнт механічних властивостей матеріалів

Коефіцієнт форми спряжених поверхонь

Коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній

де - коефіцієнт торцьового перекриття для косозубих коліс

,Тоді

Коефіцієнт навантаження дорівнює

де - коефіцієнт зовнішнього навантаження. Для передач, які працюють з поштовхами значної сили, дорівнює 1.75, тобто

- коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по довжині зубця. Згідно завдання

- коефіцієнт внутрішнього навантаження визначаємо за таблицею, по твердості поверхні зубців колеса HB2=248.5 da Н/мм2, лінійній швидкості та заданій степені точності ,

- коефіцієнт розподілу навантаження між зубцями дорівнює

Тоді

Тангенціальне зусилля (колова сила) на ділильному діаметрі

Тоді контактне напруження на робочих поверхнях зубців передачі

Контактна витривалість забезпечується, оскільки

2.2 Розрахунок тихохідної передачі

Виконати проектний розрахунок закритої циліндричної косозубої передачі за наступними даними: T1nom=799.88 Н·м; n1=128.57хв-1; U=5; kp=0.55; kd=0.6; tp=9.5років; циклограма навантажень має коефіцієнти: в1=1.5; в2=1; в3=0.8; б1=0.005; б2=0.75; б3=0.249.

Робота зубчатої передачі супроводжується поштовхами значної величини (ЗП).

Строк служби приводу в годинах:

год.

Числа навантажень зубців шестерні та колеса за строк служби:

Для виготовлення зубчастих колі приймаємо такі матеріали:

Шестерні - сталь 40Х (HRC1=38 (HB1=285.5 da Н/мм2); ут1=1380 Н/мм2);

Колеса - сталь 55 (HB2=148.5 da Н/мм2; ут2=1000 Н/мм2).

Граничні числа навантажень для матеріалів шестерні та колеса:

Для визначення розрахункового навантаження перевіряємо умову:

По циклограмі навантажень . Тоді:

Тому розрахунковий крутний момент

Еквівалентні числа навантажень при цій умові:

При коефіцієнт довговічності

Приймаємо

Приймаємо

Границі контактної витривалості для матеріалів шестерні та колеса визначаємо за таблицею 1.9

При відсутності поверхневого зміцнення поверхонь зубців шестерні та колеса мінімальні коефіцієнти SHmin запасу міцності

Тоді допустимі контактні напруження для матеріалів зубчастих коліс передачі

Коефіцієнт шba ширини зубчастих коліс приймаємо рівним 0.5. тоді коефіцієнт

Приймаємо .

Міжосьову відстань передачі визначаємо за формулою

де , а розрахункове допустиме контактне напруження

Тоді міжосьову відстань косозубої передачі

Беручи до уваги наявність поштовхів значної сили (ЗП), які супроводжують роботу передачі, приймаємо

.

При твердості робочих поверхонь зубців HRC1=38 (HB1=285.5 da Н/мм2) та HB2=248.5 da Н/мм2, прийнятих для вибраних матеріалів шестерні та колеса, модуль m зубчатих коліс

Кут в нахилу зубців попередньо приймаємо рівним 15?. Тоді

Приймаємо

Визначаємо кількість зубців шестерні та колеса.

Приймаємо

Перевіримо відповідність міжосьової відстані стандартній.

Уточнюємо кут в нахилу зубців шестерні та колеса

Перевіряємо відхилення фактичного передаточного числа від стандартного. Фактичне передаточне число:

Тоді відхилення

що допускається, оскільки

Параметри зубчастих коліс і передачі. Ділильні діаметри

,

Діаметри вершин зубців

Діаметри западин зубців

Ширина зубчастих вінців колеса та шестерні

де - розрахункова ширина зубчатого вінця.

Лінійна швидкість в полюсі зачеплення

Перевірка зубців косозубих циліндричних коліс на контактну витривалість

Виконати перевірку зубців косозубої циліндричної зубчастої передачі на контактну витривалість за наступними даними: матеріал шестерні - сталь 40Х, колеса - сталь 55; HB2=248.5 da Н/мм2; T1nom=3840.84 Н·м; T=3840.84 Н·м; U=5; ; робота передачі супроводжується поштовхами значної сили (ЗП); кінематична ступінь точності - 7 .

Фактичне значення контактного напруження на робочих поверхнях зубців зубчастих коліс косозубої зубчастої передачі визначаємо за формулою

Коефіцієнт механічних властивостей матеріалів

Коефіцієнт форми спряжених поверхонь

Коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній

де - коефіцієнт торцьового перекриття для косозубих коліс

Тоді

Коефіцієнт навантаження дорівнює

де - коефіцієнт зовнішнього навантаження. Для передач, які працюють з поштовхами значної сили, дорівнює 1.75, тобто

- коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по довжині зубця. Згідно завдання

- коефіцієнт внутрішнього навантаження визначаємо за таблицею, по твердості поверхні зубців колеса HB2=248.5 da Н/мм2, лінійній швидкості та заданій степені точності ,

- коефіцієнт розподілу навантаження між зубцями дорівнює

Тоді

Тангенціальне зусилля (колова сила) на ділильному діаметрі

Тоді контактне напруження на робочих поверхнях зубців передачі

Контактна витривалість забезпечується, оскільки

3. Розрахунок валів редуктора

3.1 Розрахунок проміжного вала

Вихідні дані для розрахунку вала

Крутний момент на валу =799.88 Н·м

Ділильний діаметр шестерні d1=120 мм

Ділильний діаметр колеса d2=290 мм

Кут нахилу зубців колеса в=15.74?

Ширина зубчатого вінця шестерні b1=130 мм

Ширина зубчатого вінця колеса b2=100 мм

Складаємо розрахункову схему проміжного вала

Визначаємо зусилля що діють на вал. Тангенціальне зусилля дорівнює:

Радіальне зусилля дорівнює

Осьове зусилля

Визначаємо відстань між розрахунковими перерізами валу.

Центрами опор валу являються середини підшипників кочення.

Приймаємо - ширина підшипників bп=30 мм

- відстань від торців маточини деталі до внутрішніх стінок редуктора а1=10 мм

- відстань між торцями зубчастих коліс на валу с1=10 мм

- підшипники встановлені в корпусі редуктора на відстань к=5 мм.

Тоді

Відстань між опорами валу, L=а+ b+с=80+125+95=300мм

Розміщуємо діючі зусилля у вертикальних та горизонтальних площинах.

Зображуємо схему зусиль, які діють на вал у вертикальній площині.

Для визначення реакцій в опорі В записуємо рівняння рівноваги моментів сил відносно опори А

звідки реакція опори В.

Для визначення реакції в опорі А записуємо рівняння суми всіх сил

звідси реакція опори А.

Визначаємо згинаючі моменти в перерізах

На опорі А,

В перерізі 1 з ліва

В перерізі 1 з права

На опорі В

В перерізі 2

Будуємо епюру згинаючих моментів для вертикальної площини.

Зображуємо схему зусиль, які діють на вал у горизонтальній площині.

Для визначення реакцій в опорі А записуємо рівняння рівноваги моментів сил відносно опори В.

Звідки реакція опори А.

Для визначення реакції в опорі В записуємо рівняння суми всіх сил

звідси реакція опори В.

Визначаємо згинаючі моменти в перерізах.

На опорі А.

В перерізі 1.

В перерізі 2.

На опорі В.

Будуємо епюру згинаючих моментів для горизонтальної площини.

Визначаємо реакції опор валу від сил, які діють на деталі насаджені на вал.

На опорі А.

На опорі В.

Визначаємо сумарні згинаючі моменти. В перерізі 1 з ліва.

В перерізі 1 з права.

В перерізі 2.

Будуємо епюру сумарних згинаючих моментів, які діють на даний вал.

Крім згинаючих моментів вал також навантажений крутним моментом.

Будуємо епюру крутних моментів. Визначаємо приведені моменти, що діють на вал. В перерізі 1 з права.

В перерізі 1 з ліва.

В перерізі 2 з ліва.

В перерізі 2 з права.

Будуємо епюру приведених моментів.

Дана епюра показує, найбільше навантаження, де приведений момент.

Мінімальний діаметр валу, приймаючи що вал виготовлюється зі сталі 45 термообробка поліпшення, дорівнює:

Приймаємо діаметр .

3.2 Розрахунок вхідного вала

Вихідні дані для розрахунку вала

Крутний момент на валу =346.05 Н·м

Ділильний діаметр шестерні d1=87 мм

Параметри муфти Dm=170

Кут нахилу зубців шестерні в=15.74?

Складаємо розрахункову схему вихідного вала

Визначаємо зусилля що діють на вал. Тангенціальне зусилля дорівнює

Радіальне зусилля дорівнює

Осьове зусилля

Зусилля з боку муфти

Визначаємо відстань між розрахунковими перерізу валу. Центрами опор валу являються середини підшипників кочення.

Приймаємо - відстань а=80 мм

відстань b= b+с=125+95=220мм

відстань с=100мм

Відстань між опорами валу L=а+ b+с=80+220+100=400мм

Розміщуємо діючі зусилля у вертикальних та горизонтальних площинах.

Зображуємо схему зусиль, які діють на вал у вертикальній площині.

Для визначення реакцій в опорі А записуємо рівняння рівноваги моментів сил відносно опори В

звідки реакція опори А.

Для визначення реакції в опорі В записуємо рівняння суми всіх сил

звідси реакція опори В.

Визначаємо згинаючі моменти в перерізах

На опорі А.

В перерізі 1 з ліва

В перерізі 1 з права

На опорі В. . В перерізі 2.

Будуємо епюру згинаючих моментів для вертикальної площини.

Зображуємо схему зусиль, які діють на вал у горизонтальній площині.

Для визначення реакцій в опорі А записуємо рівняння рівноваги моментів сил відносно опори В.

Звідки реакція опори А.

Для визначення реакції в опорі В записуємо рівняння суми всіх сил

звідси реакція опори В.

Визначаємо згинаючі моменти в перерізах.

На опорі А.

В перерізі 1.

В перерізі 2.

На опорі В.

Будуємо епюру згинаючих моментів для горизонтальної площини.

Визначаємо реакції опор валу від сил, які діють на деталі насаджені на вал.

На опорі А.

На опорі В.

Визначаємо сумарні згинаючі моменти.

В перерізі 1 з ліва.

В перерізі 1 з права.

В перерізі 2.

Будуємо епюру сумарних згинаючих моментів, які діють на даний вал.

Крім згинаючих моментів вал також навантажений крутним моментом.

Будуємо епюру крутних моментів.

Визначаємо приведені моменти, що діють на вал.

В перерізі 1 з права.

В перерізі 1 з ліва.

В перерізі 2 з ліва.

В перерізі 2 з права.

Будуємо епюру приведених моментів.

Дана епюра показує, найбільше навантаження, де приведений момент.

Мінімальний діаметр валу, приймаючи що вал виготовлюється зі сталі 45 термообробка поліпшення, дорівнює:

3.3 Розрахунок вихідного вала

Вихідні дані для розрахунку вала

Крутний момент на валу =2170.25 Н·м

Ділильний діаметр шестерні d2=380 мм

Складаємо розрахункову схему вихідного вала

Визначаємо зусилля що діють на вал:

Тангенціальне зусилля дорівнює

Осьове зусилля

Зусилля з боку муфти

Визначаємо відстань між розрахунковими перерізу валу. Центрами опор валу являються середини підшипників кочення.

Приймаємо - відстань а= b+а=125+80=205мм

відстань b= 95

відстань с=100мм

Відстань між опорами валу L=а+ b+с=205+95+100=400мм

Розміщуємо діючі зусилля у вертикальних та горизонтальних площинах.

Зображуємо схему зусиль, які діють на вал у вертикальній площині.

Для визначення реакцій в опорі А записуємо рівняння рівноваги моментів сил відносно опори В

звідки реакція опори А.

Для визначення реакції в опорі В записуємо рівняння суми всіх сил

звідси реакція опори В.

Визначаємо згинаючі моменти в перерізах

На опорі А. . В перерізі 1 з ліва

В перерізі 1 з права

На опорі В. , В перерізі 2.

Будуємо епюру згинаючих моментів для вертикальної площини.

Зображуємо схему зусиль, які діють на вал у горизонтальній площині.

Для визначення реакцій в опорі А записуємо рівняння рівноваги моментів сил відносно опори В.

Звідки реакція опори А.

Для визначення реакції в опорі В записуємо рівняння суми всіх сил

звідси реакція опори В.

Визначаємо згинаючі моменти в перерізах.

На опорі А.

В перерізі 1.

В перерізі 2.

На опорі В.

Будуємо епюру згинаючих моментів для горизонтальної площини.

Визначаємо реакції опор валу від сил, які діють на деталі насаджені на вал.

На опорі А.

На опорі В.

Визначаємо сумарні згинаючі моменти.

В перерізі 1 з ліва.

В перерізі 1 з права.

В перерізі 2.

Будуємо епюру сумарних згинаючих моментів, які діють на даний вал.

Крім згинаючих моментів вал також навантажений крутним моментом.

Будуємо епюру крутних моментів.

Визначаємо приведені моменти, що діють на вал.

В перерізі 1 з права.

В перерізі 1 з ліва.

В перерізі 2 з ліва.

В перерізі 2 з права.

Будуємо епюру приведених моментів.

Дана епюра показує, найбільше навантаження, де приведений момент.

Мінімальний діаметр валу, приймаючи що вал виготовлюється зі сталі 45 термообробка поліпшення, дорівнює:

Приймаємо діаметр .

4. Розрахунок та вибір підшипників

4.1 Розрахунок та вибір підшипників для вхідного вала

Частота обертання n=720 хв-1

Тривалість експлуатації Lh=27462.6 год

Реакції на опорах валу, Н RA=7871.4, RB=2014, Fa=2242.1.

Мінімальний діаметр вала dmin=36 мм

Приймаємо номінальний кут контакту 14 і визначаємо по таблиці коефіцієнти X=0.4 Y=0.4·ctgб=0.4·ctg14?=1.6

Приймаючи, що підшипники валу встановлені по схемі Х, визначаємо осьові складові реакції опор.

Визначаємо сумарні осьові зусилля, що діють на лівій та правій опорі, та осьові розрахункові зусилля для підшипників за схемою.

Тоді для опори А.

Тоді для опори В.

Приймаємо:

- коефіцієнт обертання V=1.0

- температурний коефіцієнт Kt=1.0

- коефіцієнт безпеки Kу=1.3

Тоді еквівалентне навантаження.

Визначаємо базове динамічне навантаження для підшипника опори А.

За таблицями вибираємо підшипник 407, для якого d=30 мм, С=55.3 кН.

Визначаємо відношення.

Розрахунки слід повторити прийнявши: X=0.56 Y=1.80

Тоді

4.2 Розрахунок та вибір підшипників для проміжного вала

Частота обертання n=148.75 хв-1

Тривалість експлуатації Lh=27462.4 год

Реакції на опорах валу, Н RA=7422.6, RB=9629.2, Fa=1390.1.

Мінімальний діаметр вала dmin=48 мм

Приймаємо роликові підшипники як опори даного валу.

Приймаємо номінальний кут контакту 14 і визначаємо по таблиці коефіцієнти X=0.4 Y=0.4·ctgб=0.4·ctg14?=1.6

Приймаючи, що підшипники валу встановлені по схемі Х, визначаємо осьові складові реакції опор.

Визначаємо сумарні осьові зусилля, що діють на лівій та правій опорі, та осьові розрахункові зусилля для підшипників за схемою.

Тоді для опори А.

Тоді для опори В.

Приймаємо: коефіцієнт обертання V=1.0, температурний коефіцієнт Kt=1.0, коефіцієнт безпеки Kу=1.3

Тоді еквівалентне навантаження.

Р=РА=13010.1 Н=13.01 кН

Визначаємо базове динамічне навантаження для підшипника опори А.

За таблицями вибираємо підшипник 408, для якого d=40 мм, С=63.7 кН.

Визначаємо відношення.

4.3 Розрахунок та вибір підшипників для вихідного вала

Частота обертання n=61.95 хв-1

Тривалість експлуатації Lh=27462.6 год

Реакції на опорах валу, Н RA=3085.2, RB=6471.9.

Мінімальний діаметр вала dmin=60 мм

Приймаємо шарикові підшипники як опори даного валу.

Приймаємо коефіцієнти X=1.0 Y=0. Тоді

Визначаємо базове динамічне навантаження для підшипника опори А.

За таблицями вибираємо підшипник 310, для якого d=50 мм, С=61.8 кН.

5. Розрахунок та вибір шпонок

5.1 Розрахунок та вибір шпонок вхідного вала

Крутний момент на валу Т=346.05 Н·мм

Діаметр валу d=36 мм

Ширина шестерні L=104 мм

З таблиці визначаємо для d=36 мм параметри перерізу b=10 мм, h=8 мм

Матеріалом для виготовлення шпонки приймаємо сталь 15 з допустимим напруженням згину

Тоді розрахункова довжина шпонки.

Приймаємо фактичну довжину.

5.2 Розрахунок та вибір шпонок проміжного вала

Крутний момент на валу Т=799.75 Н·мм

Діаметр валу d=48 мм

Ширина шестерні L=100 мм

З таблиці визначаємо для d=48 мм параметри перерізу b=14 мм, h=9 мм

Матеріалом для виготовлення шпонки приймаємо сталь 15 з допустимим напруженням згину

Тоді розрахункова довжина шпонки.

Приймаємо фактичну довжину.

Список використаної літератури

1. Малащенко В.О., Янків В.В. Деталі машин. Курсове проектування: Навчальний посібник. - Львів: "Новий світ - 2000", 2006. - 252с.

2. Цехнович Л.И., Петриченко И.П. Атлас конструкций редукторов. Учебное пособие. - К.: Вища школа, 1990. - 151с.

3. Дем'янюк В.А. Деталі машин і основи конструювання. Конспект лекцій. - К.: НТУ, 2007. - 228с.

4. Деталі машин і підйомно-транспортне обладнання. Робоча програма, завдання на курсовий проект і методичні вказівки до їх виконання. Укл. М.П. Шукшин, В.В. Мороз. - Київ, НТУ, 2006,-64с.

5. Методичні вказівки до розрахунку силових і кінематичних параметрів приводів в курсовому проектуванні з дисциплін "Деталі машин і підйомно-транспортне обладнання". Укл. М.П. Шукшин, С.В. Ковбасенко, В.М. Опарін. - Київ, НТУ, 2005,-97с.

6. Методичні вказівки до розрахунку циліндричних зубчастих передач в курсових проектах з дисциплін "Деталі машин", "Деталі машин і основи конструювання" і "Деталі машин і підйомно-транспортне обладнання". / Укл. Шукшин М.П., Матейчик В.П., Павлюк Р.Г., Левківський С.А. - Київ: НТУ, 2007 - 68с.

7. Методичні вказівки до розрахунку валів і підшипників кочення редукторів загального призначення в курсовому проектуванні. /Укл. Шукшин М.П., Павлюк Р.Г., - Київ: НТУ, 2001 - 74с.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Розрахунок параметрів привода, плоскопасової передачі, тихохідної та швидкохідної ступенів, ведучого, проміжного та веденого валів. Вибір електродвигуна. Підбір підшипників і шпонок. Конструювання корпуса та кришки редуктора, зубчастих коліс та шківів.

    курсовая работа [5,7 M], добавлен 05.06.2014

  • Вибір електродвигуна, кінематичний та силовий розрахунок приводу до стрічкового конвеєра. Розрахунок механічних та клинопасових передач, зубів на витривалість при згині, валів редуктора, шпонкових з’єднань. Обрання мастила та підшипників для опор валів.

    курсовая работа [611,9 K], добавлен 11.02.2014

  • Визначення кінематичних і силових параметрів приводу. Проектний розрахунок циліндричної прямозубної передачі. Проведення розрахунку валів та підшипників редуктора, а також клинопасової передачі. Правила змащування, підйому та транспортування редуктора.

    курсовая работа [1000,0 K], добавлен 19.04.2012

  • Визначення кінематичних і силових параметрів приводу, підшипників веденого та ведучого вала. Проектний розрахунок плоскопасової та циліндричної прямозубої передачі. Характеристика одноступеневого циліндричного редуктора. Метали для зубчастих коліс.

    курсовая работа [518,5 K], добавлен 19.04.2015

  • Кінематична схема редуктора. Вибір двигуна та кінематичний розрахунок приводу. Побудова схеми валів редуктора. Побудова епюр згинаючих і крутних моментів. Перевірочний розрахунок підшипників. Конструктивна компоновка та складання силової пари редуктора.

    курсовая работа [899,1 K], добавлен 28.12.2014

  • Вибір електродвигуна. Кінематичні та силові параметри приводу. Проектування зубчастої передачі. Розрахунок валів редуктора, підшипників. Змащування і ущільнення деталей. Розміри корпуса і передач редуктора. Конструювання зубчастої, кулачкової муфти.

    курсовая работа [2,8 M], добавлен 27.12.2015

  • Визначення навантажувально-кінематичних параметрів електродвигуна. Розрахунок передач приводу. Проектування і конструювання валів, визначення їх розмірів. Вибір підшипників кочення по параметрам їх довговічності. Підбір стандартизованих деталей і мастила.

    дипломная работа [4,0 M], добавлен 22.09.2010

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.