Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Содержание
1. Задание на проект.................……………………………………….2
и выбор электродвигателя………………………………………….3
3.1 Расчет зубчатых передач …………………………….…...5
4. Определение диаметров валов…………………………………….8
5. Расчет соединений…………………………………………………8
6.1 Определение сил реакций в опорах валов…………………13
6.1.1 Тихоходный вал редуктора………………………..13
6.1.2 Промежуточный вал редуктора……………………15
6.1.3 Быстроходный вал редуктора……………………..17
6.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов....…20
6.3. Расчет валов на прочность по эквивалентным напряжениям
и на статическую прочность ................................………..20
6.4 Расчет подшипников....................…………………………..22
7. Выбор смазочного материала и способа смазывания.....23
8. Расчет муфты….............................………………………………..23
9. Расчет приводного вала…………………………………………...25
9.1 Определение сил реакций в опорах вала……………….….25
9.2 Подбор подшипников………………………………………26
10. Список использованной литературы...........………………………27
2. Подготовка исходных данных для расчета
редуктора на ЭВМ и выбор электродвигателя
Номинальный вращающий момент на приводном валу транспортера :
;
Номинальный вращающий момент на тихоходном валу редуктора при наличии упругой муфты :
;
Частота вращения приводного вала :
Частота вращения тихоходного вала редуктора :
Номинальная мощность на тихоходном валу редуктора :
кВт;
Потребляемая мощность асинхронного электродвигателя:
где - общий КПД привода;
- ориентировочное значение КПД редуктора;
- КПД упругой муфты;
- КПД пары подшипников приводного вала;
Максимальное передаточное число двухступенчатого редуктора:
Максимально возможная частота вращения вала электродвигателя при наличии упругой муфты :
Исходя из условия принимаем
И из условия выбираем двигатель мощностью 4 кВт;
Таким образом, окончательно выбираем следующий электродвигатель :
- синхронная частота вращения вала ЭД;
Передаточное число редуктора :
3.Расчет цилиндрического двухступенчатого редуктора
Расчет редуктора был проведен с помощью ЭВМ. При проектировании двухступенчатого редуктора необходимо решить вопрос о распределении известного общего передаточного числа uред между быстроходной uБ и тихоходной uт ступенями редуктора (uред=uБ*uт).Поэтому в программе предусматривается проведение расчетов при различных отношения uБ/uт. В программе также варьируется термообработка колес, которая очень существенно влияет на массу редуктора и его стоимость.
По рассчитанным данным ищется оптимальный вариант конструкции, учитывающий минимальную массу редуктора, минимальную стоимость и габариты. Также необходимо учитывать следующие требования : диаметр шестерни быстроходной ступени не должен снижать жесткость вала; возможность размещения в корпусе подшипников валов быстроходной и тихоходной ступеней ; при этом между подшипниками должен размещаться болт крепления крышки и корпуса редуктора; зубчатое колесо быстроходной ступени не должно задевать за тихоходный вал; зубчатые колеса обоих ступеней должны погружаться в масляную ванну примерно на одинаковую глубину.
В приложении 1 приведены данные для расчета и полученные результаты и по ним построены графики зависимости стоимости, массы редуктора и межосевого расстояния в зависимости от способа термообработки и соотношения передаточных чисел ступеней . Исходя из выше указанных требований, мной был выдран следующий вариант :
Вариант № 15 табл.1
|
тверд. Колес HRC1 |
Тверд. Колес HRC2 |
UБ/UТ |
Bw/Aw |
Межосевое расстояние, мм |
Диаметр впадин быстроход. шестерни, мм |
Масса Редуктора , Кг |
масса колес , кг |
Диаметр вершин колес тихоход. |
Диаметр вершин колес быстр. |
Суммарная цена привода, руб. |
|
49.0 |
28.5 |
1.3 |
0.31 |
140 |
35.82 |
73.59 |
14.58 |
249.07 |
231.55 |
156.00 |
Результаты расчета параметров зубчатых колес и сил в зацеплении приведен в приложении 1.
Исходя из выбранного варианта имеем :
HRC1 49.0
HRC2 28.5
Марка материала : Сталь 45 ГОСТ 4543-71
Вид термообработки :
1, 2 – улучшение
Расчет передачи производится по допускаемым напряжениям :
и
соответствующим длительной контактной и изгибной выносливостям
Hlim , Flim – пределы выносливости
SF , SH – коэффициенты безопасности
Значения []н и []F вычисляются по формулам :
для термообработки – улучшения
причем []H = min {[]H1 , []H2}
Для определения коэффициента безопасности по контактным напряжениям:
SH = SHmin SHA SHB
NHE= 60nt H
где n – частота вращения колеса
t – число часов работы передачи
H – число входов в зацепление зуба за один оборот колеса
, но 2.4
Коэффициент KHL учитывает возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих передач.
Для определения коэффициента безопасности по напряжениям изгиба :
NFE = NK F
SF = SFmin SF SFD
Определение aW – межосевого расстояния
,где T1 = ТЭ
, где
Ка = 4300 для косозубых передач
КН – коэффициент концентрации нагрузки
ba’ = b2/aW
ba = b2/a1=0.5ba(U+1)=1 , где a1=2aW /(U+1)
KH’ =KHV KH KH
где KHV = f(V)
KH = f(ba)
Ширина колес определяется по формуле :
b2= ba aW
Ширина шестерни : b1 = b2+(2..4)
Определение нормального модуля
Ориентировочно определяют
m= b2/17 , где 17 – минимальное число зубьев из условия неподрезания зуба при нарезании без колеса без смещения
Уточняют расчет
находим m
Определение угла наклона зубьев , чисел зубьев колеса (Z2) шестерни (Z1) и настоящего передаточного отношения (U)
Из условий :
b2tg > m/cos
sin > m/b2
Получаем :
sin min 4m/b2
Суммарное число зубьев :
Z = 2aw /mt =2aWcos / m
Окончательно получаем :
= arccos(Zm/2aW)
Определяем :
Z1 = Z /(U+1)
Z2 = Z - Z1
U=Z2 /Z1
Определение диаметров колес :
d1 = Z1 mt
делительные диаметры колеса и шестерни
d2 = Z2 mt
da1,2 = d1,2 +2(1+x1,2 -y)m – диаметры вершин
df1,2 = d1,2 -2(1.25 - x1,2 )m – диаметры впадин
где x1,2 – коэффициенты смещения шестерни и колеса
y= -(aw -a)m – коэффициент воспринимаемого смещения
Ft = 2T2 /d2 – окружная сила на делительном диаметре колеса
Fr = Fttg /cos – радиальная сила
Fa = Ft tg – осевая сила
Зуб находится в сложном напряженном состоянии . Решающее влияние на его работоспособность оказывают два основных вида напряжений : контактные напряжения H и напряжения изгиба F . Они изменяются по времени по некоторому прерывистому циклу. Переменные напряжения являются причиной усталостного разрушения зубьев, поломки зубьев от напряжений изгиба и выкрашивание поверхности зубьев от контактных напряжений .
4. Определение диаметров валов
а) Быстроходный вал :
Принимаем: d=25 мм исходя из условия согласованности диаметров быстроходного вала и вала электродвигателя.
б) Промежуточный вал :
Принимаем :
в) Тихоходный вал :
Принимаем :
5.Расчет соединений
5.1. Шпоночные соединения
а) Шпоночное соединение для передачи вращающего момента с
электродвигателя на быстроходный вал.
Диаметр вала :
Передаваемый момент :
Тип шпонки : призматическая;
Окончательно выбираем : (из соображений сопряжения свалом электродвигателя)
«Шпонка 8х7х36 ГОСТ 23360-78»
б) Шпоночное соединение для передачи вращающего момента с
быстроходного вала на быстроходное колесо.
Диаметр вала :
Передаваемый момент :
Тип шпонки : призматическая;
Окончательно выбираем :
«Шпонка20 х12х55.6 ГОСТ 23360-78»
Призматические шпонки должны находиться в пазу вала с натягом. Поэтому поле допуска ширины шпоночного паза принимаем равным P9..
в) Шпоночное соединение для передачи вращающего момента с
тихоходного вала на тихоходное колесо.
Диаметр вала :
Передаваемый момент :
Тип шпонки : призматическая;
Окончательно выбираем :
«Шпонка 8х7х36 ГОСТ 23360-78»
г) Шпоночное соединение для передачи вращающего момента с
тихоходного вала на муфту.
Диаметр вала :
Передаваемый момент :
Тип шпонки : призматическая
Окончательно выбираем :
«Шпонка18 х10х92 ГОСТ 23360-78»
Призматические шпонки должны находиться в пазу вала с натягом. Поэтому поле допуска ширины шпоночного паза принимаем равным P9..
д) Шпоночное соединение для передачи вращающего момента с
тихоходного на приводной вал.
Диаметр вала :
Передаваемый момент :
Тип шпонки : призматическая;
Окончательно выбираем :
е) Шпоночное соединение для передачи вращающего момента с
приводного вала на барабан.
Диаметр вала :
Передаваемый момент :
Тип шпонки : призматическая;
Окончательно выбираем :
«Шпонка22 х14х62 ГОСТ 23360-78»
Призматические шпонки должны находиться в пазу вала с натягом. Поэтому поле допуска ширины шпоночного паза принимаем равным P9..
6.Расчет валов и подшипников качения
Рассчитываем подшипники для быстроходного вала
Рассчитываем подшипники для промежуточного вала
Расчет подшипников для тихоходного вала
Рассчитаем подшипники на приводной вал:
См. приложение
6.3 Расчет валов на прочность по эквивалентным напряжениям и на статическую прочность
Наиболее нагруженным является тихоходный вал редуктора, таким образом проведем для него следующие расчеты :
- расчет по эквивалентным напряжениям и на статическую прочность;
- расчет по напряжениям усталости;
Исходные данные для расчета :
|
Марка стали |
Твердость (не ниже) |
Механические характеристики Н/мм2 |
||||
|
45 |
285 |
900 |
650 |
390 |
380 |
230 |
Предположительно, наиболее опасным сечением относительно совместного изгиба и кручения является сечение 1 :
Осевой момент сопротивления сечения :
Момент сопротивления сечения при кручении :
Эквивалентное напряжение :
Запас по статической прочности (коэффициент запаса) :
Предположительно, наиболее опасным сечением относительно усталостной прочности является сечение 1 :
Расчет сечения 1 на сопротивление усталости :
Амплитуда напряжений цикла в опасном сечении :
Коэффициенты концентрации напряжений в рассматриваемом сечении
Пределы выносливости вала :
Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:
Расчетный коэффициент запаса прочности :
Таким образом условие сопротивления усталости для сечения 1 выполнено.
Частота вращения тихоходного вала :
Окружная скорость колеса :
Контактные напряжения :
Целесообразно использовать масло :«И-Т-Д-100»;
Система смазывания - картерная;
Глубина погружения колеса в масляную ванну : Принимаем :
Примем для выходных концов редуктора манжетные уплотнения
Из технического задания необходимо поставить жесткую компенсирующую муфту на выходной вал. В качестве такой муфты я выбрал зубчатую муфту.
Жесткие компенсирующие муфты применяют для соединенния тихоходных валов в тех случаях где нужно уменьшить вредное влияние несоосности валов и когда не требуется улучшать динамические характеристики привода вследствие упругих свойств муфты. По сравнению с упругими муфтами они имеют меньшие габариты и вес. Зубчатые муфты отличаются высокой нагрузочной способностью. Зацепление эвольвентное с увеличенными радиальными и боковыми зазорами . В целях увеличения компенсирующих свойств муфты зубьям втулок придают специальную форму. Бочкообразные зубья позволяяют увеличить допускаемый перекос валов в 2-3 раза.
Fm=(0.2 – 0.4)Ft Fm=0.2…1.2 kH
Mm=(0.1 – 0.15)Tн Mm=70.6….105.9 H
P=2Tp*Kн/b*h*dm*z < [p]
Kн – козффициент конц. Нагрузки Кн= 1.1….1.3
B – Длина зуба
Dm – диаметр делительной окружности dm=50 мм
H=1.8m - рабочая высота зуба h=4.5
Z - число зубьев z= 38
[p]=33.6 – 4.6 Мпа при 280-350 HB
P=44.04 Мпа.
9. Расчет приводного вала
9.1 Определение сил реакций в опорах вала
а) Сила, действующая на выходной конец вала со стороны муфты :
Силы реакций в опорах вала :
б) Силы реакций в опорах вала от силы, действующей со стороны ременной передачи:
г) Суммарные силы реакций в опорах тихоходного вала :
Использованная литература
1. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов «Конструирование узлов и деталей машин»;
2. Д.Н. Решетов «Детали машин»;
3. В.С. Поляков, И.Д. Барбаш «Справочник по муфтам»;
3. «Атлас конструкций» Том 1,2;
4. М.Н. Иванов, В.Н. Иванов «Детали машин»