Главная База знаний "Allbest" Производство и технологии Расчет редуктора

Расчет редуктора

Выбор электродвигателя и его обоснование. Кинематический и силовой расчет привода, его передач. Размеры зубчатых колес, корпуса редуктора. Проверка долговечности подшипников, шпоночных соединений. Уточненный расчет валов. Выбор посадок деталей редуктора.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 19.06.2014
Размер файла 1,3 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/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Целью курсового проектирования является приобретение навыков принятия самостоятельных конструктивных решений, усвоение последовательности разработки механизмов общего назначения, закрепление учебного материала по расчету типовых деталей машин.

Задачей проекта является разработка привода цепного конвейера.

Привод состоит из электродвигателя, соединенного муфтой с редуктором, открытой зубчатой передачи.

Электродвигатель выбирается по требуемой мощности и ориентировочной частоте вращения. Зубчатые передачи проектируются по критерию контактной прочности активной поверхности зубьев, проверяются по контактным, изгибным напряжениям, а также при действии пиковых нагрузок. Ориентировочный расчет валов проводится на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Подшипники выбираем по характеру нагрузки на валы и по диаметрам валов, проверяем на долговечность по динамической грузоподъемности. Шпоночные соединения проверяем на смятие. Валы проверяются на сопротивление усталости по коэффициентам запаса прочности при совместном действии изгиба и кручения с учетом масштабных факторов и концентраторов напряжений.

Способ смазки и уровень масла обусловлены компоновкой механизма. Масло выбирается исходя из действующих контактных напряжений и окружной скорости в зацеплениях.

В результате работы должна быть получена компактная и эстетичная конструкция редуктора, отвечающая современным требованиям, предъявляемым к механизмам данного назначения.

1. Выбор электродвигателя

1.1 Кинематическая схема привода и индексация кинематических звеньев

электродвигатель привод редуктор вал

1,3,5 - шестерня;

2,4,6 - колесо.

Рисунок 1.1 - Кинематическая схема привода

Присваиваем индексы валам в соответствии с размещенными на них звеньями передач:

1 - быстроходный (входной) вал редуктора;

2-3 - промежуточный вал редуктора;

4-5 - тихоходный (выходной) вал редуктора;

6 - вал тяговой звездочки.

В дальнейшем, параметры вращательного движения, геометрические параметры передач и другие величины будем обозначать в соответствии с индексами валов, к которым они относятся.

Определение требуемой мощности электродвигателя

В качестве приводного используется трехфазный асинхронный электродвигатель переменного тока.

Потребная мощность электродвигателя вычисляется по формуле (1.1)

Р'ЭД = Рро / ОБЩ, (1.1)

где Рро - мощность на тихоходном валу привода, кВт;

ОБЩ = Мm123456 Пn - общий КПД привода,

где 12, 34, 56, М; П - КПД отдельных передач, соединительной муфты и подшипников. КПД подшипников П берется в степени n, равной числу пар подшипников в приводе, n=4. КПД муфт М берется в степени m, равной числу муфт в приводе, m=1.

Принимаем согласно /1/: М=0,98; П=0,99; 12=0,97; 34=0,97; 56=0,94, тогда

ОБЩ = 0,980,970,970,940,994 = 0,833

Рро = FtV,

где Ft - тяговое усилие, кН;

V - значение окружной скорости, м/с;

Р'ЭД = 22000 0,5/ 0,833 = 13205 Вт.

1.2 Определение частоты вращения приводного вала

Частота вращения тихоходного вала привода может быть определена следующим образом

nро = n6 = 601000V / (zt),

где t, z - шаг и число зубьев тяговой звездочки.

nро = 6010000,5 / (7160) = 26,78 об/мин

Определение ориентировочной частоты вращения вала электродвигателя.

Требуемая частота вращения вала электродвигателя ориентировочно равна

n'ЭД = nроU'ОБЩ,

где nро - частота вращения тихоходного вала привода, мин-1;

U'ОБЩ = U'12U'34 U'56 - ориентировочное общее передаточное отношение;

U'12, U'34, U'56 - ориентировочные передаточные числа передач привода;

Принимаем согласно [1] U'12 = 4, U'34=4, U'56=3,5, тогда

U'ОБЩ = 443,5 = 56, тогда

n'ЭД = 26,7856= 1500 об/мин

По каталогу /1/ выбираем электродвигатель с ближайшим к n'ЭД и Р'ЭД значениями. Таковым электродвигателем является 4А160S4 (рис. 1.2).

Его параметры: РЭД = 15 кВт, nЭД = 1430 об/мин.

Рис. 1.2 Эскиз электродвигателя

Таблица 1.1 Основные размеры электродвигателя, мм

Тип двигателя

Число полюсов

d1

d30

l1

l30

l10

l31

d10

b10

h31

4А160S4

4

48

334

110

630

178

108

15

254

385

2. Кинематический и силовой расчет привода

2.1 Определение расчетных передаточных чисел

Общее передаточное отношение привода

Uобщ = nЭД / nро,

Uобщ = 1430 / 26,78 = 53,4

Принимаем U56 = 2,85;

Выбираем передаточные числа ступеней так, чтобы каждое последующее было меньше предыдущего на 30%.

Тогда Uобщ = U12· 0,7·U12·2,85,

,

U34= 0,7 ·U12=5,2 ·0,7=3,6.

Принимаем окончательно U12 = 5,2, U34 = 3,6, U56 = 2,85.

2.2 Определение частоты вращения валов

Быстроходный вал: n1 = nэд = 1430 об/мин;

Промежуточный вал: n23 = n1 / U12 = 1430/5,2=275 об/мин;

Тихоходный вал: n45 = n23 / U34 = 275/3,6 = 76,4 об/мин;

Вал тяговой звездочки: n6 = n45 / U56 = 76,4/2,85 = 26,8 об/мин;

Отклонение от заданного: 100 (26,78 - 26,8) / 26,78 = 0,09%, что допустимо.

2.3 Угловые скорости валов

Угловые скорости определяем по формуле /1/

= рn / 30,

1 = эд = ? р nЭД / 30 = 3,1421430/ 30 = 149,7 рад/c;

23= р n23 / 30 = 3,142275 / 30 = 28,8 рад/с;

45= р n45 / 30 = 3,14276,4 / 30 = 8 рад/с;

6= р n6 / 30 = 3,14226,8 / 30 = 2,81 рад/с;

2.4 Определение мощностей на валах

Мощность на входном валу редуктора

Р1 = Р'ЭД·М = 13205·0,98 = 12941 Вт;

Мощность на промежуточном валу редуктора

Р23= Р1·12·П = 12941·0,97·0,99 = 12427 Вт;

Мощность на выходном валу редуктора

Р45 = Р23·34·П = 12427·0,97·0,99 = 11934 Вт;

Мощность на валу тяговой звездочки

Р6 = Р45·56·П = 11934·0,94·0,99 = 11106 Вт.

2.5 Определение крутящих моментов на валах

Крутящий момент на входном валу редуктора

Т1= Р1/ 1 = 12941 / 149,7 = 86,4 Нм;

На промежуточном валу редуктора

Т23 = Т1·U12·12·П = 86,4·5,2·0,97·0,99 = 431,7 Нм;

На выходном валу редуктора

Т45 = Т23·U34·34·П = 431,7·3,6·0,97·0,99 = 1492,3 Нм;

На валу тяговой звездочки

Т6 = Т45·U56·56·П = 1492,3·2,85·0,94·0,99 = 3958 Нм.

Результаты расчета сводим в таблицу:

Таблица 2.1

Передача

Передаточное отношение, U

Вал
Частота
вращения

n, об/мин
Угловая
скорость

, рад/с
Мощность,

Р, Вт
Момент

Т, Нм

1-2

5,2

1

1430

149,7

12941

86,4

2-3

275

28,8

12427

431,7

3-4

3,6

4-5

76,4

8

11934

1492,3

5-6

2,85

6

26,8

2,81

11106

3958

3. Расчет передач привода

3.1 Шевронные передачи 1-2 и 3-4

Шевронная передача рассчитывается как косозубая с большим углом наклона зуба 25?-35?. А разнесенная шевронная передача рассчитывается как косозубая с углом наклона зуба 8?-17?. Передаваемый передачей момент делим на два. Таким образом, рассчитывается половина (по ширине) передачи, а вторая половина делается такая же по размерам, но с обратным направлением зубьев.

Т1=86,4/2=43,2Нм.

Т23=431,7/2=215,85Нм.

Т45=1492,3/2=746,15Нм.

Выбор материалов, термообработки и твёрдости

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВш назначается больше твердости колеса НВк. Разность средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса при твердости материала Н?350НВ в передачах с прямыми и непрямыми зубьями составляет НВш-НВк=20…50.

Таблица 3.1.

Звено

Марка материала

ТО

Твёрдость НВ
в,

Н/мм2
т,

Н/мм2

Шестерня

Сталь 40Х

Улучшение

260

790

640

Колесо

Сталь 40Х

Улучшение

240

790

640
Рис. 3.1
Определение допускаемых контактных напряжений
Допускаемые контактные напряжения в соответствии с ГОСТ 21354-75:
,
где -коэффициент безопасности (однородная структура),
, где - предел контактной выносливости зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, Н/мм2; - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/мм2; - коэффициент долговечности,
,
где - базовое число циклов перемены напряжений, - эквивалентное число циклов перемены напряжений, соответствующее делительному пределу выносливости.
Предел контактной выносливости поверхности зубьев, согласно таблице 4.1 [1] (Н?350НВ).
, где - частота вращения рассчитываемого колеса, об/мин; - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот; с=1, - максимальный из длительно действующих моментов; - момент, действующий в i-ое время; - время действия i-го момента; ti определяется в долях от суммарного времени работы передачи согласно графику нагрузки.
,
- срок службы передачи, годы; - коэффициент использования передачи в течение года;- коэффициент использования передачи в течение суток.
часов.
,
,
,
.
;
;
.
При для переменной нагрузки принимаем =1, =1, =1, =1.
, где -коэффициент безопасности (однородная структура),
МПа,
МПа,
МПа,
МПа.
Для косозубых передач в качестве расчетного принимается
Окончательно принимаем:
Н/мм2
Определение допускаемых значений напряжений при расчете зубьев на усталостный изгиб.
,
где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, Н/мм2;
SF - коэффициент безопасности.
, где- предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов изменения напряжений, Н/мм2, -коэффициент долговечности.
По табл. 4.2.2. [1] согласно выбранной стали - 40Х (углеродистая и легированная) принимаем SF=1,75.
По Табл.4.2.2. [1] принимаем ,
Н/мм2;
Н/мм2;
Н/мм2;
Н/мм2.
Коэффициент долговечности:
.
Для зубчатых колёс с твёрдостью и зубчатых колёс со шлифованной переходной поверхностью, независимо от твёрдости mF=6.
При принимается .
- базовое число циклов перемены напряжений;
,
- эквивалентное число циклов перемены напряжений;
,
.
.
, принимаем;
, принимаем;
, принимаем;
, принимаем;
Н/мм2;
Н/мм2;
Н/мм2;
Н/мм2.
Н/мм2;
Н/мм2;
Н/мм2;
Н/мм2.
Определение допускаемых предельных напряжений при расчете на контактную и изгибную прочность по максимальным нагрузкам.
Для зубьев зубчатых колес, подвергнутых нормализации, улучшению, или объемной закалки с низким отпуском.
Допускаемое предельное напряжение при расчете на контактную прочность:
,
где - предел текучести материала при растяжении, Н/мм2.
Н/мм2.
Допускаемое напряжение при расчете на изгибную прочность:
,
где - предельное значение напряжения, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба, Н/мм2; - коэффициент безопасности.
; (стали легированные и углеродистые при нормализации, улучшении)
Н/мм2;
Н/мм2.
Н/мм2;
Н/мм2.
Н/мм2;
Н/мм2;
Н/мм2;
Н/мм2.
Определение коэффициентов нагрузки
Коэффициенты нагрузки находятся по следующим зависимостям:
при расчете на контактную выносливость ;
при расчете на изгибную выносливость ,
где , - коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (ширине зубчатого венца) при расчете по контактным и изгибным напряжениям соответственно;
, - динамические коэффициенты (учитывают внутреннюю динамику передачи) при расчете по контактным и изгибным напряжениям соответственно;
, - коэффициенты, учитывающие неравномерность нагрузки между зубьями.
Коэффициент концентрации нагрузки
По ГОСТ 21354-75 установлено 7 основных схем расположения элементов передач относительно опор. Принимаем Для передачи 1-2 принимаем схему 3, для передачи 3-4 принимаем схему 7. Для выбора коэффициентов рассчитываем параметр .
,
.
Тогда из графиков, ориентируясь по рисунку 5.1. [1] и , определяем значения коэффициентов концентрации нагрузки.
Передача 1-2: ; .
Передача 3-4: ; .
Динамические коэффициенты.
Предварительное межосевое расстояние
,
где - коэффициент, в зависимости от твердости колеса, при , .
Передача 1-2: мм.
Передача 3-4: мм.
Значения коэффициентов и выбирают в зависимости от окружной скорости в зацеплении, точности изготовления передачи и твердости.
Окружную скорость определяем по формуле 5.3 [1]:
,
где - частота вращения шестерни рассчитываемой пары колёс, об/мин; - вспомогательный коэффициент; - момент на колесе рассчитываемой пары, Н·м.
По табл. 5.1. [1] принимаем (У3+У4 косозубое).
м/с;
м/с.
Степень точности согласно табл. 5.2 [1] для цилиндрической косозубой передачи - 8-ая.
Коэффициент принимаем по табл. 5.3 [1], коэффициент принимаем по табл. 5.4 [1],
Передача 1-2 ,,
Передача 3-4 ,,
Коэффициент распределения нагрузки между зубьями находиться по формуле
,
где - начальное значение коэффициента, - коэффициент, учитывающий приработку зубьев.
,
Где nст=8 - степень точности.
.
Передача 1-2,
Передача 3-4,
;
.
;
.
Геометрические параметры.
Расчёт межосевого расстояния.

Определяем предварительное значение межосевого расстояния по формуле:

;

где - крутящий момент на валу колеса, Н·мм, - расчётное допускаемое напряжение, Н/мм2, - коэффициент нагрузки, - коэффициент ширины зубчатого колеса, по табл. 6.3 [1]

мм, округляем мм.

мм, округляем мм.

Расчёт модуля зацепления.

Модуль зацепления определяется из эмпирического соотношения: , при твердости поверхности зубьев Н?НВ350 берется нижнее значение указанного интервала.

, принимаем ,

, принимаем .

Определяем числа зубьев зубчатых колёс.

Суммарное число зубьев определяется из следующего соотношения:

,

где- предварительное значение угла наклона зубьев на делительном цилиндре для шевронных передач, для передачи 1-2 , для передачи 3-4 .

, принимаем .

, принимаем .

Уточняем значения:

Передача 1-2

.

Передача 3-4

.

Число зубьев шестерни

;;

Число зубьев колеса

,.

Фактическое передаточное число:

,

Определение геометрических размеров зубчатых колёс.

Ширина зубчатого венца колеса определяется из следующей зависимости:

мм, принимаем мм,

мм, принимаем мм.

Так как расчет ведем одной половинки, то ширина совмещенного колеса 4 будет в двое больше.

мм

для снижения влияния погрешностей монтажа ширина шестерни принимается больше ширины колеса на 5 мм.

мм.

мм.

Диаметры делительных окружностей:

мм;

мм;

мм;

мм;

Проверяем:

мм,

мм.

Диаметры окружностей вершин:

мм;

мм;

мм;

мм;

Диаметры окружностей впадин:

мм;

мм.

мм;

мм.

Проверочные расчёты зацепления.

После определения размеров зацепления проводятся проверочные расчёты по контактным напряжениям, напряжениям изгиба и кратковременным перегрузкам.

Уточняем значение окружной скорости:

м/с.

м/с.

Полученное значение скорости находится в том же диапазоне при выборе что и в ориентировочно определенное в пункте 3.2.5, следовательно и уточнять не следует.

Проверочный расчёт передачи по контактным напряжениям.

,

Н/мм2<419,7 Н/мм2

отклонение, (недогруз передачи).

Н/мм2<419,7 Н/мм2

отклонение, (недогруз передачи).

Проверочный расчёт по напряжениям изгиба.

Проверочный расчёт по напряжениям изгиба выполняется относительно для зуба шестерни и колеса:

;

;

;

;

- коэффициенты прочности зуба шестерни и колеса, выбирается по табл. 6.4 [1], с помощью интерполирования.

,

,,

Н/мм2 Н/мм2

Н/мм2 Н/мм2

Н/мм2 Н/мм2

Н/мм2 Н/мм2

- условие выполняется.

Проверочный расчет по кратковременным перегрузкам.

, Н/мм2 Н/мм2,

, Н/мм2 Н/мм2.

, Н/мм2 Н/мм2,

, Н/мм2 Н/мм2.

, Н/мм2 Н/мм2,

, Н/мм2 Н/мм2,

Условие выполняется.

Силы, действующие в зацеплении.

Окружная сила в зацеплении:

, H.

, H.

Радиальная сила в зацеплении:

, где: - угол зацепления,

H.

,

H.

Осевая сила в зацеплении:

H.

H.

Таблица 3.1.2 Результаты расчета передачи 1-2

Наименование рассчитываемого параметра

Обозначение

Размерность

Численное значение

1. Межосевое расстояние

aW

мм

192

2. Модуль передачи (норм.)

mn

мм

2

3. Диаметр начальной окружности шестерни

d1

мм

62,27

4. Диаметр начальной окружности колеса

d2

мм

321,73

5. Диаметр окружности выступов шестерни

da1

мм

66,27

6. Диаметр окружности выступов колеса

da2

мм

325,73

7. Диаметр окружности впадин шестерни

df1

мм

57,27

8. Диаметр окружности впадин колеса

df2

мм

316,73

9. Ширина зубчатого венца шестерни

b1

мм

35

10. Ширина зубчатого венца колеса

b2

мм

30

11. Степень точности передачи

-

-

8

12. Угол наклона зуба

в

град

15,528

13. Окружная сила в зацеплении

Ft1, Ft2

Н

1387

14. Радиальная сила в зацеплении

Fr1, Fr2

Н

524

15. Осевая сила в зацеплении

Fа1, Fа2

Н

385,4

Таблица 3.1.3 Результаты расчета передачи 3-4

Наименование рассчитываемого параметра

Обозначение

Размерность

Численное значение

1. Межосевое расстояние

aW

мм

260

2. Модуль передачи (норм.)

mn

мм

3

3. Диаметр начальной окружности шестерни

d3

мм

114,4

4. Диаметр начальной окружности колеса

d4

мм

405,6

5. Диаметр окружности выступов шестерни

da3

мм

120,4

6. Диаметр окружности выступов колеса

da4

мм

411,6

7. Диаметр окружности впадин шестерни

df3

мм

106,9

8. Диаметр окружности впадин колеса

df4

мм

398,1

9. Ширина зубчатого венца шестерни

b3

мм

85

10. Ширина зубчатого венца колеса

b4

мм

80

11. Степень точности передачи

-

-

8

12. Угол наклона зуба

в

град

30,072

13. Окружная сила в зацеплении

Ft3, Ft4

Н

7547

14. Радиальная сила в зацеплении

Fr3, Fr4

Н

3174

15. Осевая сила в зацеплении

Fа3, Fа4

Н

4369,9

3.2 Расчет передачи 5-6

Передача 5-6 является открытой, поэтому расчет ведется по напряжениям изгиба.

Выбор материала зубчатых колёс.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВш назначается больше твердости колеса НВк. Разность средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса при твердости материала Н?350НВ в передачах с прямыми и непрямыми зубьями составляет НВш-НВк=20…50.

Таблица 3.2.1.

Звено

Марка материала

ТО

Твёрдость НВ

в, Н/мм2

т, Н/мм2

Шестерня

Сталь 40Х

Улучшение

260

790

640

Колесо

Сталь 40Х

Улучшение

240

790

640
Рис. 3.2.
Определение допускаемых напряжений.
Определение допускаемых контактных напряжений.
В соответствии с ГОСТ 21354-75 допускаемые контактные напряжения равны
,
где - предел контактной выносливости зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, Н/мм2;
Sн - коэффициент безопасности. Для зубчатых колёс с однородной структурой (нормализация, закалка, улучшение, объёмная закалка) материала Sн=1,1.
,
где - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/мм2;
- коэффициент долговечности.
Принимаем по табл. 4.1 /1.стр. 14/.
Н/мм2;
Н/мм2.
- базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости.
;
;
- эквивалентное число циклов перемены напряжений. Для ступенчатой нагрузки
,
n - частота вращения рассчитываемого колеса, 1/мин;
с - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот;
- максимальный из длительно действующих моментов;
Ti - момент действующий в i-ое время;
ti - время действия i-го момента; ti определяется в долях от суммарного времени работы передачи согласно графику нагрузки.
часов;
с=1;
;
;
,
,
Н/мм2;
Н/мм2;
Н/мм2;
Н/мм2.
Для прямозубых передач в качестве расчетного принимается
Н/мм2.
Определение допускаемых значений напряжений при расчете зубьев на усталостный изгиб.
Н/мм2;
Н/мм2;
,
с=1;
;
;
. Принимаем ;
. Принимаем ;
Н/мм2;
Н/мм2.
Н/мм2;
Н/мм2.
Определение допускаемых предельных напряжений при расчете на контактную и изгибную прочность по максимальным нагрузкам.
Н/мм2;
Н/мм2;
Н/мм2;
Н/мм2;
Н/мм2.
Определение коэффициентов нагрузки.
Коэффициент концентрации нагрузки.
По ГОСТ 21354-75 установлено 7 основных схем расположения элементов передач относительно опор. Для передачи 5-6 принимаем схему 1. Для выбора коэффициентов рассчитываем параметр .
,
Тогда из графиков, ориентируясь по рисунку 5.1. /1.стр. 21/ при и , определяем значения коэффициентов концентрации нагрузки.
; .
Динамические коэффициенты.
Предварительное межосевое расстояние
,
где - коэффициент, в зависимости от твердости колеса, при , .
Передача 1-2: мм.
Значения коэффициентов и выбирают в зависимости от окружной скорости в зацеплении, точности изготовления передачи и твердости.
Окружную скорость определяем по формуле 5.3 /1.стр. 22/:
, (3.32)
По табл. 5.1. /1.стр. 23/ принимаем ;
По табл. 6.4 /1.стр. 31/ принимаем .
м/с2;
По табл. 5.2 /1.стр. 24/ принимаем для передачи 5-6 8-ю степень точности.
Коэффициент принимаем по табл. 5.3 /1.стр. 25/,
;
коэффициент принимаем по табл. 5.4 /1.стр. 26/,
;
Коэффициент распределения нагрузки между зубьями находиться по формуле
,
где - начальное значение коэффициента, - коэффициент, учитывающий приработку зубьев.
,
Где nст=8 - степень точности.
.
,
;
.
Геометрические параметры.
Число зубьев шестерни.
Задаемся числом зубьев шестерни в интервале 17-30, принимаем 28.
Число зубьев колеса
.
Определим коэффициенты прочности зуба шестерни и колеса по табл. 6.5 /1.стр. 32/ в зависимости от числа зубьев колес.
Принимаем ,.
При выбранном числе зубьев модуль зацепления определяется из следующего соотношения:
,
где Km=14 - для прямозубых стальных колес; i - индекс зубчатого колеса, по которому ведется расчет.
Для колеса , для шестерни
,
т.к. расчет ведем по шестерне.
мм,
Принимаем мм.
Проверочный расчет по напряжениям изгиба выполняется отдельно для зуба шестерни и колеса.
Н/мм2;
Принимаем мм.
Н/мм2;
Н/мм2.
Проверочный расчет по кратковременным перегрузкам.
,
Н/мм2;
Н/мм2;
,
Н/мм2;
Геометрические размеры передачи.
Диаметры делительных окружностей:
мм;
мм.
Находим межосевое расстояние:
мм.
Диаметры окружностей вершин:
мм;
мм.
Диаметры окружностей впадин:
мм;
мм.
Ширина зубчатого венца колеса:
мм, принимаеммм;
Ширина зубчатого венца шестерни:
мм.
Силы, действующие в зацеплении
- окружная сила, (3.41)
- радиальная сила, (3.42)
Н;
Н.

Результаты расчетов заносим в таблицу 3.4

Таблица 3.4 Основные параметры передачи 5-6

Рассчитываемый параметр

Обозначение

Размерность

Численное значение

1. Межосевое расстояние

а56

мм

378

2. Число зубьев шестерни

Z5

мм

28

3. Число зубьев колеса

Z6

мм

80

4. Модуль зацепления

m

мм

7

5. Диаметр делительной окружности шестерни

d5

мм

196

6. Диаметр делительной окружности колеса

d6

мм

560

7. Диаметр окружности выступов шестерни

da5

мм

210

8. Диаметр окружности выступов колеса

da6

мм

574

9. Диаметр окружности впадин шестерни

df5

мм

178,5

10. Диаметр окружности впадин колеса

df6

мм

542,5

11. Ширина зубчатого венца шестерни

b5

мм

157

12. Ширина зубчатого венца колеса

b6

мм

152

13. Степень точности передачи

-

-

8-я

14. Окружная сила в зацеплении

Ft

Н

15228

15. Радиальная сила в зацеплении

Fr

Н

5542

4. Ориентировочный расчет валов

Диаметры различных участков вала.

Рис. 4.1. Быстроходный вал 1

Находим наименьший диаметр на данном валу - диаметр под ступицу полумуфты:

, где-момент на валу.

Принимаем значение диаметра вала равное стандартному диаметру вала под ступицу полумуфты МУВП 710-48-1.45-11.2-У3 ГОСТ 21424-93:мм.

Диаметр вала под подшипником:

,

где t - высота буртика, t = 4 мм,

мм,

принимаем = 55 мм.

Диаметр буртика подшипника:

,

где r - радиус скругления галтели, r = 3 мм.

мм.

Рис. 4.2. Промежуточный вал 2-3

Диаметр вала под колесом:

,

где - момент на валу.

мм,

принимаем мм.

Диаметр буртика колеса:

,

где - величина фаски ступицы,

мм, принимаем мм.

Диаметр вала под подшипником:

,

r = 3 мм,

мм, принимаем мм.

Рис. 4.3. Тихоходный вал 4 - 5

Диаметр вала под полумуфту:

,

- момент на валу,

мм, принимаем мм.

Диаметр вала под подшипником (t = 5,1 мм):

мм,

принимаем = 80 мм.

Диаметр буртика подшипника (r = 3,5 мм)

мм.

Принимаем = 92 мм

Диаметр вала под колесом:

мм.

Диаметр буртика колеса (f = 3 мм):

мм,

принимаем мм.

Рис. 4.4. Тихоходный вал 6-7

Диаметр вала под полумуфту:

,

- момент на валу,

мм, принимаем мм.

Диаметр вала под подшипником (t = 5,6 мм):

мм,

принимаем = 95 мм.

Диаметр буртика подшипника (r = 4 мм)

мм.

Принимаем = 108 мм

Диаметр вала под колесом:

мм.

Диаметр буртика колеса (f = 3 мм):

мм,

принимаем мм.

4.4 Предварительный выбор подшипников

Подшипник шариковый радиальный однорядный (из ГОСТ 8338-75), (рис. 4.1)

Рис. 4.5.

Таблица 4

Вал

1

2-3

4-5

6-7

Тип подшипника

Шариковые радиальные

№211

Шариковые

радиальные

№209

Шариковые радиальные

№216

Шариковые радиальные

№219

Серия

Лёгкая

Лёгкая

Лёгкая

Лёгкая

Схема установки

Враспор

Враспор

Враспор

Враспор

Диаметр внутреннего кольца, d (мм)

55

45

80

95

Диаметр наружного кольца, D (мм)

100

85

140

170

Ширина, B (мм)

21

19

26

32

Грузоподъёмность, Сr, (кН)

43,6

33,2

70,2

108

Грузоподъёмность, С0r, (кН)

25

18,6

45

69,5

5. Конструктивные размеры зубчатых колес.

5.1 Колесо 2

Рис. 5.1. Колесо 2

Обод:

Диаметр: мм.

Толщина: мм. Ширина: мм.

Ступица:

Внутренний диаметр: мм.

Наружный диаметр: мм.,

принимаем мм.

Толщина: мм.

Длина: конструктивно принимаем мм.

Диск:

Толщина: ,

мм мм - условие выполняется, следовательно принимаем мм.

Радиусы закруглений: .

5.2 Колесо 4

Обод:

Диаметр: мм. Толщина: мм. Ширина: мм.

Ступица:

Внутренний диаметр: мм.

Наружный диаметр: мм.,

принимаем мм.

Толщина: мм. Длина: мм.

Диск:

Толщина: ,

мм мм - условие не выполняется, следовательно принимаем мм.

Радиусы закруглений: .

5.3 Колесо 6

Обод:

Диаметр: мм. Толщина: мм. Ширина: мм.

Ступица:

Внутренний диаметр: мм.

Наружный диаметр: мм.

Толщина: мм. Длина: мм.

Диск:

Толщина: ,

мм мм - условие не выполняется, следовательно принимаем мм.

Радиусы закруглений: .

6. Конструктивные размеры корпуса

Толщина стенок корпуса:

,

где Нм - момент на тихоходном валу. мм, принимаем мм.

Наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач: мм - приблизительное ориентировочное значение. мм,

Принимаем мм - зазор между поверхностями вращающихся колёс и корпусом.

Заключение

При работе над курсовым проектом были закреплены знания методик

расчётов типовых деталей машин общего назначения, получены навыки принятия решений при компоновке редуктора и конструировании его деталей.

Был выбран электродвигатель

При компоновке механизма и вычерчивании сборочного чертежа определены способы фиксации зубчатых колёс и подшипников на валах.

Выбранные подшипники проверены на пригодность, исходя из их долговечности при расчёте по динамической грузоподъёмности.

Шпоночные соединения проверены на прочность по напряжениям смятия.

Определены опасные сечения валов по действующим нагрузкам и наличию концентраторов напряжений.

Проведён расчёт на усталостную прочность (выносливость) для наиболее опасного сечения вала.

Решены вопросы смазки передач редуктора и подшипников. Смазка подшипников картерная (тем же маслом что и для передач).

Для соединения валов редуктора с электродвигателем выбрана муфта с упругими элементами, компенсирующие погрешности монтажа агрегатов.

Полученная конструкция привода в полной мере отвечает современным требованиям, предъявляемым к механизмам данного типа.

Список использованных источников

1. Фейгин А.В. Расчет зубчатых передач: Методические указания по курсовому проектированию для студентов специальностей 0611, 1012, 1104, 1201, 1202, 1502, 1704, 1709, 2401, 2405, 2601, 2602. - Хабаровск: Изд-во Хабар. гос. техн. ун-та, 1997. - 39 с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 2003 - 447 с., ил.

3. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование.: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. - М.:Высш.шк., 2002. - 286 с., ил

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Привод ленточного конвейера

    Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Ориентировочный расчет валов и выбор подшипников. Конструктивные размеры зубчатых колес и корпуса редуктора. Проверка прочности шпоночных соединений. Выбор посадок деталей редуктора.

    курсовая работа [2,0 M], добавлен 18.12.2010

  • Проектирование редуктора

    Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет клиноременной передачи привода, зубчатых колес редуктора, валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Компоновка редуктора. Проверка долговечности подшипников.

    курсовая работа [505,0 K], добавлен 11.11.2008

  • Двухступенчатый редуктор

    Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет зубчатых колес, валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса и крышки. Проверка долговечности подшипников. Уточненный расчет валов. Выбор сорта масла. Посадки деталей редуктора.

    курсовая работа [458,5 K], добавлен 18.01.2008

  • Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора

    Кинематический расчет электродвигателя. Расчет зубчатых колес и валов редуктора, параметров открытой передачи. Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса. Проверка долговечности подшипников и прочности шпоночных соединений. Выбор и анализ посадок.

    курсовая работа [555,8 K], добавлен 16.02.2016

  • Проект привода тестоделительной машины

    Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет, расчет клиноременной передачи, зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Этапы компоновки редуктора. Проверка долговечности подшипников. Уточненный расчет валов.

    курсовая работа [616,5 K], добавлен 29.09.2010

  • Привод ленточного конвейера

    Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Определение зубчатых колес редуктора и цепной передачи. Предварительный подсчет валов. Проверка долговечности подшипников и прочности шпоночных соединений. Выбор посадок основных деталей редуктора.

    курсовая работа [2,5 M], добавлен 28.12.2021

  • Проектирование зубчатого редуктора

    Кинематический расчет привода редуктора. Расчет валов и подшипников. Конструктивные размеры шестерен, колес, звездочки конвейера и корпуса редуктора. Проверка долговечности подшипников, шпоночных и шлицевых соединений. Компоновка и сборка редуктора.

    курсовая работа [175,3 K], добавлен 04.11.2015

  • Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора для привода к шнеку-смесителю

    Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Расчет зубчатой и цепной передачи редуктора. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора. Подбор подшипников для валов редуктора и шпонок, проверочный расчет шпоночных соединений.

    курсовая работа [255,4 K], добавлен 25.02.2011

  • Проектирование привода к ленточному транспортеру

    Кинематический расчет привода. Расчет зубчатых передач редуктора, ременной передачи, валов редуктора. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры корпуса редуктора. Проверка подшипников на долговечность. Проверка прочности шпоночных соединений.

    курсовая работа [555,6 K], добавлен 20.12.2014

  • Проектирование одноступенчатого редуктора и цепной передачи для привода ленточного конвейера

    Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчет цепной передачи. Проверка долговечности подшипника, прочности шпоночных соединений. Выбор сорта масла.

    курсовая работа [1,2 M], добавлен 05.12.2012

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.

© 2000 — 2023, ООО «Олбест» Все права защищены