Розрахунок одноступінчатого редуктора

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.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык украинский
Дата добавления 11.02.2014
Размер файла 611,9 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/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Зміст

Вступ

1. Вибір електродвигуна, кінематичний та силовий розрахунок приводу

2. Розрахунок механічних передач

3. Розрахунок зубів на витривалість при згині

4. Перевірочний розрахунок на витривалість при згинанні максимальним навантаженням

5. Розрахунок клинопасової передачі

6. Розрахунок валів редуктора

7. Вибір підшипників для опор валів

8. Вибір та перевірний розрахунок шпонкових з'єднань

9. Вибір мастила

10. Вибір та перевірний розрахунок муфти

Висновок

Список використаний джерел

Вступ

Технічний рівень народного господарства в значній мірі визначається розвитком машинобудування. Тому необхідно використовувати весь проектно-конструкторський потенціал для проектування та виробництва в подальшому високопродуктивних засобів праці, що мають високі техніко-економічні показники.

В основі розвитку машинобудування відбувається комплексна механізація та автоматизація виробничих процесів в промисловості, будівництві, сільському господарстві, в транспорті.

Одним з напрямів вирішення цієї задачі є розвиток конструкцій та покращення методів розрахунку створюваних машин і підготовка висококваліфікованих інженерів широкого профілю.

Метою курсового проектування з дисципліни: «Деталі машин» - зміцнення та поглиблення знань та навичок в процесі виконання даної роботи. Тематика - розрахунок та проектування приводу до стрічкового конвеєра. Привід включає в себе циліндричну прямозубу передачу з внутрішнім зачепленням та клинопасову передачу.

Розрахунок приводу починається з вибору електропривода за визначеною потужністю та умовами експлуатації.

електродвигун конвеєр редуктор підшипник

1. Вибір електродвигуна, кінематичний та силовий розрахунок приводу

Дано:

Крутний момент

Твих= 1 кН·м

Частота обертання

nвих = 110 хв-1

Строк служби приводу

5 років

Число робочих змін за добу

1

1 -двигун, 2 - пасова передача, 3- редуктор, 4 - муфта, 5 - барабан.

1. Визначення потужності на вихідному валу привода.

2. Розрахункова потужність електродвигуна

,

де муфт = 0,96 - ККД муфти,

зуб = 0,995 - ККД зубчатої передачі,

п.п. = 0,995 - ККД пари підшипників,

пас = 0,98 - ККД пасової передачі.

3. Обираємо з каталогу марку двигуна

Обиремо з каталогу марку двигуна, але при умові: Nкат.дв Nроз.двиг.

Отже обираємо двигун марки 4А160S4Y3, з такими характеристиками:

Nдвииг.=15КВт,

n = 1465 хв-1,

ККД = 0,89,

Коефіцієнт потужності = 0,88,

Мmaxmin = 2,2/2,6,

Число полюсів - 2.

4. Визначимо передаточне число привода

5. Потужність на окремих валах привода

6. Частота обертання окремих валів

7. Кутові швидкості

8. Крутний момент

9. Таблиця кінематичних та силових параметрів привода

№ вала

N, Вт

Т, Нм

n, хв.-1

w, с-1

І

12403,02

80,886

1465

153,34

ІІ

11906,9

206,861

549,92

57,56

ІІІ

11610,42

1008,055

109,98

11,51

ІV

11496,61

998,5

109,98

11,51

2. Розрахунок механічних передач

Розрахунок закритої циліндричної прямозубої передачі з внутрішнім зачеплення, одноступінчастого редуктора загального призначення

Номінальна потужність, що передається шестернею:

N2 = 11.907 кВт,.

Частота обертання шестерні n = 549,92 хв-1, передаточне число редуктора U=5, строк роботи передачі 1085,9 год.

За табличними даними визначаємо матеріал для шестерні та колеса:

- шестерня: HB = 260МПа, в = 1000 МПа, т = 800 МПа;

- колеса: НВ = 230МПа, в = 750МПа, т = 520МПа.

Визначимо t з графіка навантаження:

t = 365CLгодКгодКдоб = 365 1 5 0,7 0,85 = 1085,9 год.,

де С - кількість робочих змін,

Lгод - строк служби приводу, років,

Кгод - коефіцієнт використання приводу за год.,

Кдоб - коефіцієнт використання приводу за добу.

tекв.=1085,9 (13 0,23 + 0,83 0,48 + 0,53 0,29) = 4447,8 год.

1. Визначимо допустиме напруження згину для шестерні.

.

Проте спочатку знаходимо межу міцності зубів при згині :

.

Границя витривалості зуба при згині:

КFC = 1 - коефіцієнт, що враховує прикладання двостороннього навантаження.

Коефіцієнт довговічності:

,

Де NFO = 4106 - базове число циклів зміни напруг,

NFL1 = 60 n1 t = 6014654447,8 = 390,9106 - еквівалентне число циклів зміни напруги,

mf= 6 при НВ350. так як NFL1 NFO приймаємо КFL1 = 1.

Коефіцієнт безпеки:

YS = 1 -коефіцієнт. Що враховує чутливість матеріалу,

YR =1 - коефіцієнт, що враховує шорсткість зуба.

Отже:

2. Допустиме напруження згину для зуба колеса:

Проте спочатку знаходимо межу міцності зубів при згині :

.

Границя витривалості зуба при згині:

КFC = 1 - коефіцієнт, що враховує прикладання двостороннього навантаження.

Коефіцієнт довговічності:

,

Де NFO = 4106 - базове число циклів зміни напруг,

NFL2 = 60 n2 t = 605504447,8 = 147106 - еквівалентне число циклів зміни напруги, mf= 6 при НВ350. так як NFL1 NFO приймаємо КFL1 = 1.

Коефіцієнт безпеки:

YS = 1 -коефіцієнт. Що враховує чутливість матеріалу,

YR =1 - коефіцієнт, що враховує шорсткість зуба.

Отже:

Допустиме напруження згину на дію максимального навантаження для шестерні та колеса.

Проте спочатку знаходимо межу міцності зубів при згині, що не викликає залишкові деформації:

.

Коефіцієнт безпеки:

YS = 1 -коефіцієнт. Що враховує чутливість матеріалу,

Отже:

.

Допустима напруги згину при розрахунку на дію максимального навантаження для зуба колеса, така ж як для зуба шестерні адже вони зроблені з того ж самого матеріалу.

Допустиме контактне напруження:

- для зуба шестерні:

FM1 = 2,8т = 2,8270 = 756МПа,

- для зуба колеса:

FM2 = 2,8т = 728 Мпа.

3. Розрахунок зубів на витривалість при згині

Знаходимо модуль зачеплення:

.

Визначимо величини необхідні для розрахунку

- номінальний крутний момент на шестерні:

ТF1 = 9550103N1/n1 = 955010311,9/549,92=206,7103 Нмм.

- КF = 1 - коефіцієнт, що визначає розподілення навантаження між зубами,

- d = 0.5 - коефіцієнт ширини зубчатого вінця,

- КF = 1.9 - коефіцієнт, що враховує розподілення навантаження,

Орієнтовочна колова швидкість колес:

,

при даній швидкості необхідна ступінь точності 9 - я.

- КFv = 1,2325 - коефіцієнт, що враховує динамічне навантаження.

- Число зубів шестерні z1 = 17, число зубів колеса z2 = 517 = 85,

- Коефіцієнт форми зуба для шестерні УF1 =4,25, для колеса УF2 = 3,6,

- У = 1, коефіцієнт, що враховує кут нахилу зуба.

Отже:

,

Отримане значення модуля округлюємо до стандартного, отже m=5.

Діаметр шестерні: dw1 = mz1 = 517=85мм.

Розрахункова колова швидкість колес:

4. Перевірочний розрахунок на витривалість при згинанні максимальним навантаженням

Розрахункове напруження згину від максимального навантаження

.

Визначимо навантаження згину в зубах шестерні:

Визначимо навантаження згину в зубах колеса:

.

Напруга згину від максимального навантаження в зубах шестерні: FM1 = 2202=440 Мпа FM1=475Мпа, в зубах колеса FM2 = 2052=410Мпа FM1=475Мпа.

7.Перевірочний розрахунок зубів на контактне напруження при дії максимального навантаження.

Розрахункове напруження, при дії максимального навантаження:

Знаходимо контактне напруження від номінального навантаження

, де

- ZH = 1,76 - коефіцієнт, що враховує форму поверхонь,

- ZМ = 275 Мпа - коефіцієнт. Що враховує механічні характеристики зубчатих колес,

- Z - коефіцієнт торцевого перекриття

Отже:

Напруга від максимального навантаження:

НМ = 232 1,41 = 327,12 МпаНМ2 = 644 Мпа.

Отже параметри передачі: m = 5, z1 = 17, z2 = 85, dw1 = 85 мм, dw2 = 425 мм, b = 44 мм.

Міжосьова відстань аw = (dw2 - dw1)/2 = (425 - 85)/2 = 170 мм.

5. Розрахунок клинопасової передачі

Для розрахунку жданої передачі використаємо такі вихідні дані: N1 = 12,403кВт, n1 = 1465 хв-1, Uпас = 2,664, Т1 = 80,886Нм.

1. Відповідно до крутного моменту з таблиць обираємо пас «Б» з відповідними розмірами: bp = 14мм, h=10,5 мм, b0 = 17 мм, у0 = 4,0мм, F1 = 1,38 см2.

2. діаметр меншого шківа обираємо з таблиць dр1 = 140мм.

3. Діаметр великого шківа визначимо за формулою:

dр2 = 400 мм, з ряду стандартних значень.

4. Фактичне передаточне число за формулою:

5. Швидкість ремня:

6. Частота обертання веденого валу:

7. Міжосьова відстань:

8.Розрахункова довжина ремня:

Стандартна довжина ремня L=1800 мм.

9. За стандартною довжиною ремня уточнюємо міжосьову відстань:

Мінімальна міжосьова відстань для зручності монтажа та зняття ременя

аmin = а -0,01L = 458 - 0,01 1800 = 440 мм.

Максимальна міжосьова відстань для створення натягу ременя:

аmax = a + 0,025L = 458 + 0,0251800 = 503 мм.

10. Кут обхвату на меншому шківі:

11. Початкова довжина ремня L0 = 2240 мм. Відносна довжина ремня L/L0 = 1800/2240 = 0,8.

12. Коефіцієнт довжини СL = 0,95.

13. Початкова потужність при dр1 = 140 мм, V = 10,73 м/с, N0 = 2,9 Вт.

14.Коефіцієнт кута захвату С = 0,92.

15.Поправка до крутного моменту на передаточне число Ті = 3,1Нм.

16. Поправка до потужності Ni = 0,0001 Ті n1= 0,0001 3,1 1465 = 0,5 кВт.

17. Коефіцієнт режиму роботи при вказаному навантаження Ср =1.

18.Допустима потужність на один ремень:

19.Розрахункова кількість ременів

20. Коефіцієнт, що враховує нерівномірність навантаження СZ = 0.9.

21. Дійсна кількість ремнів в передач іза формулою:

22. Приймаємо число ремнів z» = 5.

23.Сила початкового натягу одного клинового ременю:

24. Зусилля, що діє на вали передачі

25. Розміри ободів шківів: lp = 14 мм, l = 10,8 мм, b = 4,2 мм, І = 19мм, f = 12,521 мм, r = 1 мм, h1min = 8 мм, 1 = 340, 2 = 380.

26. Зовнішні діаметри шківів

27.Ширина ободів шківів за формулою:

6. Розрахунок валів редуктора

Орієнтовочний розрахунок валів. Перша компоновка

Завданням компановочного креслення редуктора являється визначення розмірів валів, а також відстані між опорами та місцевим прикладанням навантажень. Допоміжним завданням є попередній вибір підшипників.

1. Розрахунок швидкохідного вала.

Визначимо діаметр вала в небезпечному перерізі:

Приймаємо d = 40 мм - кратний п'яти. Попередньо приймаємо підшипник шариковий радіальний однорядний середньої серії за ГОСТ - 8338-75 з параметрами: d = 40 мм, D = 90 мм, b = 23 мм.

2. Розрахунок тихохідного вала.

Визначимо діаметр вала в небезпечному перерізі:

Приймаємо d = 65 мм - кратний п'яти. Попередньо приймаємо підшипник шариковий радіальний однорядний легкої серії за ГОСТ - 8338-75 з параметрами: d = 65 мм, D = 120 мм, b = 23 мм.

Розрахунок швидкохідного валу

Основним навантаженням, що діють на вали редуктора, є зусилля в зубчастих зачепленнях.

Визначаємо сили в зачеплення.

Колова сила:

Радіальна сила: , де - кут зачеплення.

Розрахунок приводимо з побудовою епюр згинальних моментів:

а) вертикальна площина

Перевірка:

Моменти, що діють у перерізах, будуємо епюри у вертикальній площині

1 ділянка (0 х 148,5)

Мх=0;

2 ділянка (148,5 х 271,5)

Мх = RBX (x-a),

Мх=148,5 = 0,

Мх=271,5 = 2856,5 (271,5 - 148,5) = 351350 Нмм;

3 ділянка (0 х 71,5)

Мх = Ft x

Мх=71,5 = 4914 71,5 =351350 Нмм.

б) горизонтальна площина

Перевірка:

Моменти, що діють в перерізах, будуємо епюру у горизонтальній площині

1 ділянка (0 х 148,5)

Мх = R х

Мх=0=0;

Мх=148,5=2058,8 148,5 = 305731,8 Нмм

2 ділянка (148,5 х 271,5)

Мх = R х - RBY (x-a),

Мх=148,5 = 2058,8 148,5 = 305731,8 Нмм,

Мх=271,5 = 2058,8 271,5 - 3504,5 (271,5 - 148,5) = 127911мм;

3 ділянка (0 х 71,5)

Мх = Fr c

Мх=71,5 = 1789 71.5 =127911 Нмм.

З метою врахування одночасного впливу на міцність вала моментів у горизонтальній та вертикальній площинах визначаємо результуючий згинальний момент, значення якого умовно відображається на відповідній епюрі в одній площині.

Потім визначаємо внутрішній крутний момент Мкр, по всій довжині вала діє крутний момент Т = 206861 Н.

Визначимо зведений внутрішній згинальний момент Мзв - є умовним згинаючим моментом, який замінює одночасну дію згинального та крутного моменту:

Визначимо діаметр вала в характерних точках

-1 - допустиме знакопереміне напруження для вала

Розрахунок тихохідного вала

Основним навантаженням, що діють на вали редуктора, є зусилля в зубчастих зачепленнях.

Визначаємо сили в зачеплення.

Колова сила:

Радіальна сила: , де - кут зачеплення.

Розрахунок приводимо з побудовою епюр згинальних моментів:

а) вертикальна площина

Перевірка:

Моменти, що діють у перерізах, будуємо епюри у вертикальній площині

1 ділянка (0 х 68)

Мх=RBX х

Мх=0=0;

М(х=68)=2228,7 68 = 151551,6 Нмм,

2 ділянка (68 х 127,5)

Мх = RBX a - Ft(х-а)

М(х=68)= 151551,6 Нмм,

М(х=127,5)= 151551,6 - 4743,8 (127,5-68) = 0 Нмм

3 ділянка (0 х 115,5)

Мх = 0

б) горизонтальна площина

Перевірка:

Моменти, що діють в перерізах, будуємо епюру у горизонтальній площині

1 ділянка (0 х 68)

Мх = - RВУ х

Мх=0=0;

Мх=68= - 805,7 68 = - 5478,6 Нмм

2 ділянка (68 х 127,5)

Мх = - RBY x + Fr (х - а),

Мх=68 = -5478,5 Нмм,

Мх=127,5 = -5478,6 127,5 +1726,6 59,5 =0 Нмм;

3 ділянка (0 х 115,5)

Мх = 0

З метою врахування одночасного впливу на міцність вала моментів у горизонтальній та вертикальній площинах визначаємо результуючий згинальний момент, значення якого умовно відображається на відповідній епюрі в одній площині.

Потім визначаємо внутрішній крутний момент Мкр, по всій довжині вала, окрім першої частини а = 68 мм, діє крутний момент Т = 1008055 Н.

Визначимо зведений внутрішній згинальний момент Мзв - є умовним згинаючим моментом, який замінює одночасну дію згинального та крутного моменту:

Визначимо діаметр вала в характерних точках

-1 - допустиме знакопереміне напруження для вала

Перевірочний розрахунок валів на витривалість

Розрахунок вала на опір утомі виконується, як перевірочний. Він полягає у визначенні розрахункових коефіцієнтів запасів міцності у небезпечних перерізах.

Перевірочний розрахунок швидкохідного вала.

Матеріал вала - 40 Х, нормалізована, границя міцності в = 1000 МПа; -1 = 450 Мпа - границя витривалості при симетричному циклі зміни напружень згину, -1 = 25о Мпа - границя витривалості при симетричному циклі напружень кручення; коефіцієнти чутливості матеріалу до асиметрії циклу - = 0,15, = 0,1.

Перевіряємо запас міцності по границі витривалості перерізу 1-1

1. Знаходимо ефективні коефіцієнти концентрації напружень при згині та крученні від шпонкового паза К =2,27, К=1,17.

Масштабні коефіцієнти = 0,79, = 0,69. коефіцієнти стану поверхні при шорсткості Rа = 2,5 мкм, Кn = Кn =1,18.

Сумарні згинаючі моменти імовірно в небезпечних перерізах: 1 - 1, 2-2, відповідно М1 = 305731Нмм, М2 = 373909 Нмм.

Ефективні коефіцієнти концентрації напружень:

2. Для посадки Н7/h6 за табличними даними для d = 35 мм, приймаємо КD = 3,1, КD=1,86/

3. Визначаємо запас міцності для нормальних напружень

Де а - амплітуда номінальних напружень згину, Wо = 4288 мм3 - осьовий момент опору площі при d = 35 мм.

4. Визначаємо запас міцності для дотичних напружень

Де Wр = 8575 мм3 - полярний момент опору при d = 35мм.

Амплітуда та середнє значення номінальних напружень кручення:

а = т = /2 = 24,12/2 = 12,1 Мпа.

Запас міцності для дотичних напружень

5. Загальний запас міцності в перерізі 1 -1

.

Перевіряємо запас міцності по границі витривалості перерізу 2 - 2

Галтельний перехід від діаметра 55 мм до 40 мм.

1. Визначимо співвідношення h/r = 2,5/2,5 = 1, r/d = 2,5/40 = 0,062.

Коефіцієнти концентрації напружень в галтелі при згині та кручені:

К = 1,84; К = 1,52.

Масштабний фактор при згині та крученні: = 0,79; = 0,69.

Коефіцієнти стану поверхні при жорсткості галтелі: Ra = 2,5 мкм, Кn = Кn = 1,18.

Ефективні коефіцієнти концентрації напружень:

Амплітуда номінальних напружень згину

Номінальне напруження згину

Амплітуда та середнє значення номінальних напружень кручення

а = т = /2 = 16,2/2 = 8,1 Мпа.

2. Запас міцності для нормальних напружень

3. Запас міцності для дотичних напружень

4. Загальний запас міцності в перерізі 2-2

Перевірочний розрахунок тихохідного вала

Матеріал вала - 40 Х, нормалізована, границя міцності в = 1000 МПа; -1 = 450 Мпа - границя витривалості при симетричному циклі зміни напружень згину, -1 = 25о Мпа - границя витривалості при симетричному циклі напружень кручення; коефіцієнти чутливості матеріалу до асиметрії циклу - = 0,15, = 0,1.

Перевіряємо запас міцності по границі витривалості перерізу 1-1

1. Знаходимо ефективні коефіцієнти концентрації напружень при згині та крученні від шпонкового паза К =2,27, К=1,17.

Масштабні коефіцієнти = 0,79, = 0,69. коефіцієнти стану поверхні при шорсткості Rа = 2,5 мкм, Кn = Кn =1,18.

Сумарні згинаючі моменти імовірно в небезпечних перерізах: 1 - 1, 2-2, відповідно М1 = 772303 Нмм, М2 = 1008055 Нмм, М3 = 1008055 Нмм.

Ефективні коефіцієнти концентрації напружень:

2. Для посадки Н7/h6 за табличними даними для d = 70 мм, приймаємо КD = 2,74, КD=1,56

3. Визначаємо запас міцності для нормальних напружень

Де а - амплітуда номінальних напружень згину,

Wо = 34300 мм3 - осьовий момент опору площі при d = 70мм.

4. Визначаємо запас міцності для дотичних напружень

Де Wр = 68600 мм3 - полярний момент опору при d = 70мм.

Амплітуда та середнє значення номінальних напружень кручення:

а = т = /2 = 14,7/2= 7,35 МПа.

Запас міцності для дотичних напружень

5. Загальний запас міцності в перерізі 1 -1

.

Перевіряємо запас міцності по границі витривалості перерізу 2 - 2

Галтельний перехід від діаметра 70 мм до 65 мм.

1. Визначимо співвідношення h/r = 2,5/2,5 = 1, r/d = 2,5/70 = 0,036.

Коефіцієнти концентрації напружень в галтелі при згині та кручені:

К = 1,84; К = 1,52.

Масштабний фактор при згині та крученні: = 0,79; = 0,69.

Коефіцієнти стану поверхні при жорсткості галтелі: Ra = 2,5 мкм, Кn = Кn = 1,18.

Ефективні коефіцієнти концентрації напружень:

Амплітуда номінальних напружень згину

Номінальне напруження згину

Амплітуда та середнє значення номінальних напружень кручення

а = т = /2 = 18,4/2 = 9,2 МПа.

2. Запас міцності для нормальних напружень

3. Запас міцності для дотичних напружень

4. Загальний запас міцності в перерізі 2-2

Перевіряємо запас міцності по границі витривалості перерізу 3-3

1. Знаходимо ефективні коефіцієнти концентрації напружень при згині та крученні від шпонкового паза К =2,27, К=1,17.

Масштабні коефіцієнти = 0,82, = 0,72. коефіцієнти стану поверхні при шорсткості Rа = 2,5 мкм, Кn = Кn =1,18. М3 = 1008055 Нмм.

Ефективні коефіцієнти концентрації напружень:

2. Для посадки Н7/h6 за табличними даними для d = 55 мм, приймаємо КD = 2,74, КD=1,56

3. Визначаємо запас міцності для нормальних напружень

Де а - амплітуда номінальних напружень згину, Wо = 21600 мм3 - осьовий момент опору площі при d = 60 мм.

4. Визначаємо запас міцності для дотичних напружень

Де Wр = 43200 мм3 - полярний момент опору при d = 60мм.

Амплітуда та середнє значення номінальних напружень кручення:

а = т = /2 = 23,3/2= 11,65 МПа.

Запас міцності для дотичних напружень

5. Загальний запас міцності в перерізі 1 -1

.

7. Вибір підшипників для опор валів

Розрахунок підшипників вхідного валу.

Необхідно підібрати підшипники для швидкохідного валу циліндричного одноступінчатого редуктора при наступних даних:

- радіальне навантаження на підшипник 1 (на лівій опорі):

- радіальне навантаження на підшипник 2 (на правій опорі)

.

Частота обертання вала n = 549,9 хв-1.

Посадочні діаметри вала під підшипники 40 мм.

Коефіцієнт обертання кільця V = 1.

Коефіцієнт безпеки К = 1.

Температурний коефіцієнт Кт = 1.

Необхідна довговічність t = 4447,8 год.

1. Приймаємо попередньо кульковий радіальний підшипник середньої серії 308 по ГОСТ 8338 - 7 у якого динамічна вантажопідйомність С = 31900 Н.

2. Еквівалентне розрахункове навантаження:

- для підшипника І - Р1 = V Fr1 К Кт = 1 4521,2 1 1 = 4521,2 Н

- для підшипника ІІ - Р2 = V Fr2 К Кт = 1 7778 1 1 = 7778 Н.

Оскільки для обох опор підшипники обирають одинакові, то подальший розрахунок ведемо по найбільш навантаженому підшипнику.

3. Визначимо довговічність підшипника

4. Визначаємо динамічну вантажопідйомність підшипника

Приймаємо підшипник 7308 за ГОСТ 333 - 79, радіально - упорний, конічний з наступними даними: d = 40 мм, D = 90 мм, B = 23 мм, d2 = 50 мм, D2 = 85 мм, r = 2,5 мм, C = 61000 Н.

6.2. Розрахунок підшипників вихідного валу.

Необхідно підібрати підшипники для тихохідного валу циліндричного одноступінчатого редуктора при наступних даних:

- радіальне навантаження на підшипник 1 (на лівій опорі):

- радіальне навантаження на підшипник 2 (на правій опорі)

.

Частота обертання вала n = 109,98 хв-1.

Посадочні діаметри вала під підшипники 65 мм.

Коефіцієнт обертання кільця V = 1.

Коефіцієнт безпеки К = 1.

Температурний коефіцієнт Кт = 1.

Необхідна довговічність t = 4447,8 год.

5. Приймаємо попередньо кульковий радіальний підшипник легкої серії 213 по ГОСТ 8338 - 75 у якого динамічна вантажопідйомність С = 44900Н.

6. Еквівалентне розрахункове навантаження:

- для підшипника І - Р1 = V Fr1 К Кт = 1 2369,8 1 1 = 2369,8 Н

- для підшипника ІІ - Р2 = V Fr2 К Кт = 1 2692,4 1 1 = 2692,4 Н.

Оскільки для обох опор підшипники обирають одинакові, то подальший розрахунок ведемо по найбільш навантаженому підшипнику.

7. Визначимо довговічність підшипника

8. Визначаємо динамічну вантажопідйомність підшипника

Оскільки розрахункова динамічна вантажопідйомність менша за розрахункову, то приймаємо цей підшипник, з наступними даними: d = 65 мм, D = 120 мм, B = 23 мм, d2 = 74 мм, D2 = 111 мм, r = 2,5 мм, C =44900 Н.

8. Вибір та перевірний розрахунок шпонкових з'єднань

Вхідний вал

Вибираємо шпонку призматичну з округлими торцями для діаметра вала 35 мм., для якої по ГОСТ 23360-78 вибираємо параметри:

b = 10 мм, h = 8 мм, l = 80 мм, t1 =5 мм, t2 = 3,3 мм.

Розраховуємо шпонку з матеріалу Ст5

Розраховуємо обрану шпонку на зминання від крутного моменту і на зріз, допустиме напруження зм = 50МПа

Де lр = І - b = 80-10 = 70 мм.

Для діаметра вала 35 мм, обираємо параметри шпонки: b = 10 мм, h = 8 мм, l = 40 мм, t1 =5 мм, t2 = 3,3 мм.

Розраховуємо обрану шпонку на зминання від крутного моменту і на зріз, допустиме напруження зм = 50 МПа

Де lр = І - b = 40 - 10 = 70 мм.

Вихідний вал

Для діаметра вала 70 мм обираємо шпонку з таким параметрами: b = 18 мм, h = 11 мм, l = 50 мм, t1 =7 мм, t2 = 4,4 мм.

Розраховуємо обрану шпонку на зминання від крутного моменту і на зріз, допустиме напруження зм = 50 МПа

Де lр = І - b = 50 - 18 = 32 мм.

Для діаметра вала 55 мм обираємо шпонку з таким параметрами: b = 16 мм, h = 10мм, l = 70 мм, t1 =6 мм, t2 = 4,3 мм.

Розраховуємо обрану шпонку на зминання від крутного моменту і на зріз, допустиме напруження зм = 50 МПа

Де lр = І - b = 70 - 18 = 52 мм.

9. Вибір мастила

Закриті зубчасті передачі при коловій швидкості V = 1.92 м/с15 м/с змащуються зануренням їх в мастило, а також за рахунок масляного туману, який утворюється за рахунок великої колової швидкості.

Контактне напруження при швидкості V = 1,92 м/с дорівнює 468 МПа. За цими даними вибираємо необхідну в'язкість мастила = 85 мм2/с і вибираємо мастило: індустріальне леговане для зубчастих передач ИРП - 150 одноступінчастого редуктора.

V = 0,5 N = 0,5 6963 = 3481,5 см3

Визначимо найменший рівень мастила:

,

де b і І - відповідно ширина і довжина внутрішньої полості редуктора.

10. Вибір та перевірний розрахунок муфти

Приймаємо зубчасту муфту за ГОСТ 5006-55, з параметрами d = 55 мм. Допустимий крутний момент Т = 14000 Нм.

Перевіряємо зубці муфти на зминання за формулою:

де Т = 998,5 Нм - крутний момент,

z = 40, кількість зубців,

m = 3 мм = 0,003 м - модуль зубців,

І = 0,020 м - ширина зуба.

Вибираємо цю муфту так, як вона відрізняється простою конфігурацією і зручністю монтажу та демонтажу.

Висновок

В даній курсовій роботі було необхідно спроектувати одноступінчатий циліндричний прямозубий редуктор по заданій потужності на робочому органі та частоті обертання вихідного валу редуктора.

В ході виконання курсової роботи були виконані наступні етапи:

- обраний двигун за розрахованою споживчою потужністю та частотою обертання вала двигуна;

- було проведено розрахунок зубчатої передачі;

- виконаний проектний розрахунок валів, розроблена їх конструкція та ведений вал редуктора перевірений на міцність;

- підібрані підшипники;

- підібрані та перевірені на міцність шпонки;

- підібране мастило для змащування зубчатої передачі та підшипників;

Список використаних джерел

1. Павлище В.Т. Основи конструювання та розрахунок деталей машин. - К.:Вища школа, 1993. - 55с.

2. Дунаєв П.Ф., Леликов О.П. Конструювання вузлів та деталей машин. - М.: Вища школа, 1985 - 416 с.

3. Киркач Н.Ф., Баласянан Р.А. Розрахунок та проектування деталей машин. - Х.: Основа, 1991. - 276 с.

4. Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя. - М.: Машиностроение, 1980. - 728 с.

5. Деталі машин. Методичні вказівки. - К.: НУХТ, 2003. - 64 с.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Кінематичний розрахунок рушія та вибір електродвигуна. Розрахунок зубчастої передачі редуктора. Конструктивні розміри шестерні, колеса та корпуса. Перевірочний розрахунок підшипників та шпонкових з’єднань. Змащування зубчастої пари та підшипників.

    курсовая работа [2,0 M], добавлен 29.12.2013

  • Вибір електродвигуна; розрахунок привода, зубчатої передачі, валів редуктора. Конструктивні розміри шестерні, колеса і корпуса редуктора. Перевірка підшипника та шпонкових з'єднань на міцність та довговічність. Посадка шківа і вибір сорту мастила.

    курсовая работа [1,1 M], добавлен 08.10.2014

  • Конструктивні розміри корпуса редуктора. Розрахунок кінематичних і енергосилових параметрів на валах привода. Перевірка міцності шпонкових з’єднань. Вибір матеріалів для змащування та опис системи змащування зачеплення. Уточнений розрахунок валів.

    курсовая работа [1002,6 K], добавлен 17.04.2015

  • 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

  • Вибір електродвигуна та визначення основних параметрів приводу. Розрахунок клинопасової та закритої циліндричної зубчатої передачі, веденого вала. Перевірний розрахунок підшипників кочення, шпонкових з’єднань, муфт. Змащування редуктора, вибір мастила.

    контрольная работа [1,1 M], добавлен 02.09.2010

  • 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.

    курсовая работа [3,5 M], добавлен 14.10.2011

  • Розрахунок закритої прямозубої циліндричної передачі. Підбір підшипників валів редуктора. Вибір мастила зубчастого зачеплення. Перевірочний розрахунок веденого вала. Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок передачі. Порядок складання редуктора.

    курсовая работа [2,6 M], добавлен 26.05.2015

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.