Расчет и проектирование редуктора
Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора общего назначения. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчеты привода. Определение конструкции, размеров зубчатого цилиндрического колеса. Подбор шпонок и расчет шпоночных соединений.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 22.12.2015 |
| Размер файла | 515,4 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/
Содержание
- Техническое задание
- Введение
- 1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчеты привода
- 2. Расчет зубчатой передачи редуктора
- 2.1 Выбор материала и назначение термической обработки
- 2.2 Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба
- 2.3 Определение параметров передачи и геометрических размеров колес
- 2.4 Силы в зацеплении
- 2.5 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям и по напряжениям изгиба
- 3. Проектировочный расчет валов редуктора
- 4. Конструктивные размеры зубчатой пары редуктора
- 4.1 Вал-шестерня
- 4.2 Конструктивные размеры зубчатого колеса
- 5. Конструктивные размеры корпуса редуктора
- 6. Первый этап компоновки редуктора
- 7. Подбор подшипников для валов редуктора
- 7.1 Ведущий вал
- 7.2 Ведомый вал
- 8. Второй этап эскизной компоновки
- 9. Выбор муфты
- 10. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений
- 11. Проверочный расчет вала редуктора на сопротивление усталости
- 12. Выбор посадок
- 13. Смазка зацепления и подшипников
- Список использованных источников
Техническое задание
Рисунок 1- Схема привода:
1- электродвигатель; 2 -муфта; 3- редуктор цилиндрический прямозубый; 4-- цепная передача; I- вал двигателя (ведущий вал редуктора); II- ведомый вал редуктора (ведущий вал цепной передачи); III- ведомый вал цепной передачи.
Рассчитать и спроектировать одноступенчатый цилиндрический редуктор общего назначения.
Исходные данные:
тип редуктора - прямозубый;
мощность на ведомом валу цепной передачи - Р3 = 2,5 кВт;
частота вращения ведомого вала - n3 = 50 об/мин;
режим нагрузки - постоянный;
редуктор предназначен для длительной эксплуатации и мелкосерийного производства с нереверсивной передачей;
зубчатые колеса нарезаны без смещения;
расположение колес относительно опор - симметричное.
Введение
Эффективность реконструкции всех отраслей народного хозяйства в решающей мере зависит от машиностроения. Перед инженерами поставлены следующие задачи:
- резкое повышение технико-экономического уровня и качества продукции
- переход на выпуск самых новейших машин, станков, приборов и т.д.
- в 3-4 раза сократить сроки разработки и освоения новой техники, для ускорения запуска новейших машин.
Предусмотрено, что вновь осваиваемые виды машиностроительной техники по производительности и надежности должны превосходить в 1,2-2 раза выпускаемую аналогичную продукцию, удельная материалоемкость новых машин при этом должна быть снижена на 12 - 18 %.
Редуктором называют механизм, понижающий угловую скорость и увеличивающий вращающий момент в приводах от электродвигателя к рабочей машине.
С помощью редукторов приводятся в действие агрегаты с минимальными затратами, получая довольно неплохие силовые характеристики.
Редукторы применяются в различных областях: в строительстве (краны, лебедки), в сельском хозяйстве (зерноочистительные машины, конвейеры), в железнодорожном транспорте и т.д.
Редуктором называется закрытая зубчатая или червячная передача, предназначенная для понижения угловой скорости ведомого вала по сравнению с ведущим, и состоящего из зубчатых или червячных колёс, установленных в отдельном корпусе с подводом смазки. Уменьшение угловой скорости сопровождается увеличением вращающего момента на ведомом валу. Устройства, повышающие угловую скорость, называются ускорителями или мультипликаторами.
Редуктора классифицируются:
1. по типу передачи находящиеся внутри (цилиндрические, конические, червячные, комбинированные);
2. по числу ступеней (одна, двух, многоступенчатые);
3. по геометрическому расположению осей (горизонтальное, вертикальное);
4. по конструктивным отклонениям.
Зубчатые редукторы имеют широкое применение, особенно в транспорте, химическом машиностроении, машинах лёгкой промышленности и т.д. При малых передаточных числах (u<6,3) применяют одноступенчатые редукторы.
1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчеты привода
Определяем требуемую мощность двигателя:
где P3 - мощность, затрачиваемая на технологический процесс P3 = 2,5 кВт, принимаем из задания на курсовой проект; з - общий КПД привода.
Определяем КПД привода:
,
где - кпд открытой передачи;
- кпд закрытой передачи ;
- кпд муфты;
- кпд пары подшипников качения.
Подставляя численные значения, получим:
;
.
Определяем номинальную мощность двигателя , кВт, учитывая, что
=3 кВт.
Выбираем тип двигателя [5, приложение К9].
Таблица 1
|
Вариант |
Тип двигателя |
Номинальная мощность |
Частота вращения, об/мин |
||
|
синхронная |
при номинальном режиме |
||||
|
1 |
4АМ112МВ8У3 |
3,0 |
750 |
700 |
|
|
2 |
4АМ112МА6У3 |
3,0 |
1000 |
955 |
|
|
3 |
4АМ100S4У3 |
3,0 |
1500 |
1435 |
|
|
4 |
4АМ90L2У3 |
3,0 |
3000 |
2840 |
Определяем общее передаточное отношение привода:
,
где n3 - частота вращения технологического вала. Принимаем
n3 = 50 мин-1 из задания на курсовой проект.
Принимаем частные передаточные числа для:
Uзп = 5 - передаточное число цилиндрической передачи по ГОСТ 2185-66.
Uоп - передаточное число цепной передачи.
Таблица 2
|
Передаточное число |
Варианты |
||||
|
1 |
2 |
3 |
4 |
||
|
|
14 |
19,1 |
28,7 |
56,8 |
|
|
|
2,8 |
3,8 |
5,74 |
11,36 |
|
|
|
5 |
Анализируя полученное значение передаточных чисел, приходим к выводу:
а) четвёртый вариант затрудняет реализацию принятой схемы двухступенчатого привода из-за большого передаточного числа всего привода;
б) первый вариант не рекомендуется для приводов общего назначения;
в) в третьем варианте получилось большое значение передаточного числа цепной передачи, уменьшение которой за счёт увеличения передаточного отношения редуктора не желательно;
г) из рассмотренный четырёх вариантов предпочтительнее второй: u=19,1 nном= 955 мин -1.
Выбираем электродвигатель 4АМ112МА6У3 с синхронной частотой вращения 1000 об/мин и номинальной мощностью 3 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nном = 955 об/мин.
Определяем частоты вращения и угловые скорости вращения валов.
щ = nр/30 c-1
Таблица 3
|
Вал эл.дв. |
nдв= nном = 955 мин -1 |
|
|
|
Ведущий вал ред. |
nном=n1 |
щ1 = 99,96 c-1 |
|
|
Ведомый вал ред. |
|
|
|
|
Технологический вал |
|
Определяем мощности на валах привода с учетом потерь:
Вал двигателя
Рдв = 3 кВт
Ведущий вал редуктора
3·0,98·0,99 = 2,9 кВт
Ведомый вал редуктора
3·0,97·0,99 = 2,88 кВт
Технологический вал
2,88·0,95·0,99 = 2,7 кВт
Определяем крутящие моменты на валах привода:
Вал электродвигателя
Ведущий вал редуктора
Т1= Тдв · зм· зпк = 30·0,98·0,99 = 29 Н . м
Ведомый вал редуктора
Т2 =Т1Ч Uзп· зпк · ззп =29·5·0,99·0,97=140 Н . м
Технологический вал
Т3= Т2· Uоп ·зоп· зпк =140·3,8·0,95·0,99=500 Н . м
Таблица 4
|
Тип двигателя - 4АМ112МА6У3 Рдв=3 кВт nном=955 мин-1 |
||||||||
|
Параметр |
Передача |
Параметр |
Вал |
|||||
|
Двигателя |
Редуктора |
Рабочей машины |
||||||
|
Редуктор |
Цепная |
Ведущий |
Ведомый |
|||||
|
Передаточное число |
5 |
3,8 |
Расчетная мощность, Р, кВт |
3 |
2,9 |
2,88 |
2,7 |
|
|
Угловая скорость, щ,с-1 |
99,96 |
99,96 |
20 |
5,2 |
||||
|
КПД |
0.98 |
0,95 |
Частота вращения n, мин-1 |
955 |
955 |
191 |
50 |
|
|
Вращающий момент Т,Нм |
30 |
29 |
140 |
500 |
2. Расчет зубчатой передачи редуктора
2.1 Выбор материала и назначение термической обработки
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем твердость, термообработку и материл зубчатой закрытой передачи [5, раздел 3].
Таблица 5
|
Элемент передачи |
Марка стали |
, мм |
, мм |
Термообработка |
Твердость, НВ |
|
|
Шестерня |
Сталь 40X |
125 |
80 |
улучшение |
269…302 |
|
|
Колесо |
Сталь 40X |
200 |
125 |
улучшение |
235…262 |
Принимаем среднюю твердость зубьев шестерни НВ1ср и колеса НВ2ср:
НВ1ср = 286; НВ2ср =249.
Определяем разность средних твердостей зубьев шестерни и колеса:
НВ1ср - НВ2ср =286-249=37
Из этой же таблицы выписываем пределы текучести материалов шестерни и колеса:
уТ1 = 750МПа уТ2 = 640 МПа
2.2 Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба
Принимаем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса КHL=1,0 , что имеет место при длительной эксплуатации редуктора [3, §3.2].
Определяем допускаемые контактные напряжения, соответствующие пределу контактной выносливости по формуле:
для шестерни
МПа;
для колеса
МПа.
Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса , МПа, по формуле:
для шестерни
МПа;
для колеса
МПа.
Определяем допускаемое контактное напряжение , МПа, для расчета цилиндрической зубчатой передачи: так как НВ1ср - НВ2ср < 70, то цилиндрическая зубчатая передача рассчитывается на прочность по меньшему значению МПа.
Определение допускаемых напряжений изгиба.
Принимаем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса КFL=1,0 , что имеет место при длительной эксплуатации редуктора[3, §3.2].
Определяем допускаемые напряжения изгиба , МПа, соответствующие пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений NHO по формуле:
для шестерни
МПа;
для колеса
МПа.
Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса , МПа, по формуле:
для шестерни
1,0·295=295 МПа;
для колеса
1,0·257=257 МПа.
2.3 Определение параметров передачи и геометрических размеров колес
Определяем главный параметр передачи - межосевое расстояние , мм, по формуле:
,
где Ka= 49,5 - вспомогательный коэффициент [5];
= 0,25 - коэффициент ширины венца колеса [3, §3.2];
=1 - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба [5].
Принимаем = 130 мм по ГОСТ 6636-69.
Определяем делительный диаметр колеса , мм, по формуле:
мм.
Определяем ширину венца колеса , мм, по формуле:
мм.
Определяем модуль зацепления m, мм, по формуле:
мм,
где =6,8 - вспомогательный коэффициент [5, раздел 4].
Полученное значение модуля т округляем в большую сторону до стандартного m =1,25 мм.
Определяем суммарное число зубьев , число зубьев шестерни и колеса по формулам:
; .
Принимаем =35, =173.
Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного значения по формулам:
Определяем фактическое межосевое расстояние по формуле:
мм.
Определяем основные геометрические параметры передачи
Таблица 3 Размеры в миллиметрах
|
Параметры |
Шестерня |
Колесо |
||
|
Диаметр |
делительный |
|||
|
вершин зубьев |
||||
|
впадин зубьев |
||||
|
Ширина венца |
|
, принимаем 32 |
Проверяем межосевое расстояние , мм, по формуле:
мм.
2.4 Силы в зацеплении
Определяем окружную силу в зацеплении , Н, по формуле:
Н,
радиальную:
где бw =200
Подставляя численные значения, получим:
Н.
Определяем окружную скорость колес , м/с, и степень точности передачи [5, раздел 4.1, таблица 4.2] по формуле:
м/с; 8 степень точности.
2.5 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям и по напряжениям изгиба
Определяем расчетные контактные напряжения , МПа, в зоне зацепления зубьев по формуле:
МПа;
недогруз составляет
,
где К=436 - вспомогательный коэффициент [5, раздел 4];
= 1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями [5, раздел 4];
=1,086 - коэффициент динамической нагрузки [5].
Выполняем проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи на выносливость по напряжениям изгиба.
Определяем коэффициенты формы зуба шестерни и колеса [5, раздел 4]
=3,75; =3,618.
Определяем расчетные напряжения изгиба , МПа, в основании зубьев шестерни и колеса по формулам:
МПа;
МПа;
МПа;
МПа,
где = 1,0 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями [5, раздел 4];
= 1,0 - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба [5, раздел 4];
= 1,21 - коэффициент динамической нагрузки [5, радел 4].
Расчетные напряжения изгиба значительно меньше допускаемых значений, так как нагрузочная способность передачи ограничена контактной прочностью. Условия прочности выполняются.
3. Проектировочный расчет валов редуктора
Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям для быстроходного вала; для тихоходного вала [5, раздел 7].
Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:
Ведущий вал редуктора
Ведомый вал редуктора
Определяем геометрические параметры ступеней валов.
Таблица 4 - Размеры ступеней ведущего вала, мм
|
Ступень вала |
Размеры |
Вал-шестерня |
|
|
1-я под полумуфту |
|
=. [5, К10];
принимаем =25 [5, K21]. Принимаем t =2,2; r =2. |
|
|
|
Принимаем =42 [5, K21]. |
||
|
2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник |
|
, принимаем = 30 |
|
|
|
, принимаем =45. |
||
|
3-я под шестерню |
|
, принимаем =38 , причем < . |
|
|
|
определим графически на эскизной компоновке. |
||
|
4-я под подшипник |
|
==30 |
|
|
|
=, принимаем =16. |
Таблица 5 - Размеры ступеней ведомого вала, мм
|
Ступень вала |
Размеры |
Вал колеса |
|
|
1-я под звездочку цепной передачи |
|
=, принимаем =34 . Принимаем t =2,5 ; r =2,5 ; f =1,2 . |
|
|
|
. Принимаем =45 . |
||
|
2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник |
|
, принимаем =40 . |
|
|
|
, принимаем =50 . |
||
|
3-я под колесо |
|
, принимаем =48 . |
|
|
|
определим графически на эскизной компоновке. |
||
|
4-я под подшипник |
|
==40 |
|
|
|
=, принимаем =20. |
||
|
5-я упорная |
|
, принимаем =52. |
|
|
|
определим графически на эскизной компоновке. |
Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора dдв и вала dв1. Муфты УВП могут соединять валы разных диаметров в пределах одного номинального момента. У подобранного электродвигателя диаметр вала dдв = 32мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21425--93 с диаметрами посадочных отверстий полумуфт dдв = 32 мм и dв1 = 25 мм.
Рисунок 2 - Эскиз быстроходного вала
Рисунок 3 - Эскиз тихоходного вала
4. Конструктивные размеры зубчатой пары редуктора
4.1 Вал-шестерня
Основные параметры зубчатого колеса и шестерни (диаметры, ширина, внешний окружной модуль, число зубьев) определены при проектировании передачи [таблица 6].
4.2 Конструктивные размеры зубчатого колеса
Определяем конструкцию и размеры зубчатого цилиндрического колеса (обод, ступица, диск) [5, раздел 10].
Таблица 6 - Параметры цилиндрического зубчатого колеса
|
Элемент колеса |
Параметр |
Способ получения заготовки: штамповка |
|
|
Обод |
Диаметр |
218,75 |
|
|
Толщина |
, принимаем S = 5. |
||
|
Ширина |
|
||
|
Ступица |
Диаметр внутренний |
48 |
|
|
Диаметр наружный |
принимаем . |
||
|
Толщина |
, принимаем 15. |
||
|
Диск |
Длина |
, принимаем . |
|
|
Толщина |
принимаем С =10 . |
||
|
Радиусы закруглений и уклон |
; |
5. Конструктивные размеры корпуса редуктора
цилиндрический редуктор привод шпонка
Толщина стенок корпуса и крышки:
д=0,025а +1=0,025•130+1=3,5мм,принимаем д=8мм;
д1=0,02а +1=0,02•130+1=3.0мм,принимаем д1=8мм.
Толщина поясов корпуса и крышки:
верхнего пояса корпуса и пояса крышки
b=1,5 д=1,5• 8=12 мм,
b1=1,5 д1=1,5• 8=12 мм;
нижнего пояса крышки
р=2,35• д1=2,35•8=19 мм, принимаем р=20мм.
Диаметры болтов:
Фундаментных
d1=(0,03…0,036) а +12= (0,03…0,036) •130 +12=15,9…16,6мм,
принимаем болты с резьбой М16;
крепящих крышку к корпусу у подшипников
d2=(0,7…0,75)d1=(0,7…0,75)16=11,2…12 мм,
принимаем болты с резьбой М12;
соединяющих крышку с корпусом
d3=(0,5…0,6)d1=(0,5…0,6)16=8…9,6 мм,
принимаем болты с резьбой М10.
6. Первый этап компоновки редуктора
Первый этап компоновки служит для приближенного определения расположения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора в масштабе 1:1 на листе формата А1.
Примерно симметрично листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию. Затем проводим две вертикальные линии на расстоянии ащ=130 мм: одна - ось ведущего вала, вторая - ось ведомого вала.
Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерню выполняем за одно целое с валом.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
принимаем зазор от окружностей вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=д=8мм; расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А=д=8мм.
Предварительно выбираем типоразмер подшипников по величине диаметров ступеней валов под подшипники [5, К27]
Таблица 10-Параметры подшипников качения
|
Условное обозначение подшипника |
d |
D |
B |
Грузоподъемность, кН |
||
|
Размеры, мм |
Cr |
C |
||||
|
206 |
30 |
62 |
16 |
19,5 |
10 |
|
|
208 |
40 |
80 |
18 |
32,0 |
17,8 |
Наносим подшипники так, чтобы их осевые линии были на одном уровне. Устанавливаем мазеудерживающие кольца, ширина которых определяет размер у=8…12мм.
Измерением находим расстояние на ведущем валу l1, на ведомом валу l2 (принимаем l1= l2=47мм; l3=l4=48).
7. Подбор подшипников для валов редуктора
7.1 Ведущий вал
Подбираем подшипник качения для ведущего вала по следующим данным:
Вращающий момент на валу:
Частота вращения вала:
Силы, действующие в зацеплении:
Диаметр делительной окружности шестерни: d1= 43,75 мм
Диаметр вала под подшипник: =30мм
Вычерчиваем конструктивную и расчетную схему нагружения вала рис.7.1.
Определяем радиальную консольную нагрузку Fм от муфты, действующую на выходном конце вала согласно ГОСТ 16162-78 по зависимости
Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости XZ.
Проверяем правильность определения реакций
Реакции определены верно.
Строим эпюру изгибающих моментов My в горизонтальной плоскости:
Определяем реакции опор в вертикальной плоскости XY.
Проверяем правильность определения реакций
Реакции определены верно.
Строим эпюру изгибающих моментов Mx в вертикальной плоскости:
Строим эпюру крутящего момента. Передача вращающего момента происходит вдоль оси вала от середины шкива до середины шестерни. Крутящий момент равен:
Определяем суммарные радиальные опорные реакции. Так как направление действия силы Fм может быть любым, то при определении суммарных опорных реакций принимаем худший случай, когда реакции от действия силы совпадают по направлению реакции опор.
Для выбранного ранее подшипника 206 из таблицы К27 [5] выписываем динамическую грузоподъемность Cr, статическую грузоподъемность Со, размеры подшипника d, D, T.
Принимаем расчетные коэффициенты V, Kд и Kт (c.425[1])
V = 1 - коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника
Kд = 1,3 - коэффициент безопасности при умеренных толчках
Kт - коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипника при to ? 100 oC. Принимаем Kт = 1.
Для подшипника 1 эквивалентная нагрузка
Для подшипника 2 эквивалентная нагрузка
Определяем расчетную долговечность более нагруженного подшипника 1.
Долговечность подшипников обеспечивается, так как требуемая долговечность работы подшипников в зубчатых передачах 36Ч103 ч
Подшипники 206 пригодны.
7.2 Ведомый вал
Подбираем подшипник качения для промежуточного вала по следующим данным:
Вращающий момент на валу:
Частота вращения вала:
Силы, действующие в зацеплении:
Диаметр делительной окружности колеса: d2=216,25мм
Диаметр вала под подшипник: 40мм
Вычерчиваем конструктивную и расчетную схему нагружения вала -рис.7.2.
Определяем радиальную консольную нагрузку Fц от ведущей звездочки цепной передачи, действующую на выходном конце вала согласно ГОСТ 16162-78 по зависимости
Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости XZ.
Знак минус показывает на то, что направление реакции на схеме выбрано не верно. Проверяем правильность определения реакций
Реакции определены верно.
Строим эпюру изгибающих моментов My в горизонтальной плоскости:
Определяем реакции опор в вертикальной плоскости XY.
Проверяем правильность определения реакций
Реакции определены верно.
Строим эпюру изгибающих моментов Mx в вертикальной плоскости:
Строим эпюру крутящего момента. Передача вращающего момента происходит вдоль оси вала от середины колеса быстроходной ступени до середины шестерни тихоходной ступени. Крутящий момент равен:
Определяем суммарные радиальные опорные реакции.
Для выбранного ранее подшипника 208 из таблицы К27 [5] выписываем динамическую грузоподъемность Cr, статическую грузоподъемность Со, размеры подшипника d, D, T.
Принимаем расчетные коэффициенты V, Kд и Kт (c.425[1])
V = 1 - коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника
Kд = 1,3 - коэффициент безопасности при умеренных толчках
Kт - коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипника при to ? 100 oC. Принимаем Kт = 1.
Для подшипника 3 эквивалентная нагрузка
Для подшипника 4 эквивалентная нагрузка
Определяем расчетную долговечность более нагруженного подшипника 4.
Долговечность подшипников обеспечивается, так как требуемая долговечность работы подшипников в зубчатых передачах 36Ч103 ч
Подшипники 208 пригодны.
8. Второй этап эскизной компоновки
Вычерчиваем шестерни и колеса по конструктивным размерам, найденным ранее, шестерню выполняем за одно целое с валом.
Конструируем узел ведущего вала:
а) наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения;
б) переход вала Ш 30 мм к присоединительному концу Ш 25 мм выполняют на расстоянии 3 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица муфты не задевала за головки болтов крепления крышки.
Длина присоединительного конца вала Ш 25 мм определяется длиной ступицы муфты.
Аналогично конструируем узел ведомого вала.
На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5 - 10 мм меньше длин ступиц.
Непосредственным измерением уточняем расстояния между опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых колес и шкива относительно опор.
9. Выбор муфты
В виду того, что в данном соединении валов требуется невысокая компенсирующая способность муфт, то допустима установка муфты упругой втулочно-пальцевой ГОСТ 21425-93. Достоинство данного типа муфт: относительная простота конструкции и удобство замены упругих элементов. Выбор муфты упругой втулочно-пальцевой производится в зависимости от диаметров соединяемых валов, расчётного передаваемого крутящего момента и максимально допустимой частоты вращения вала. Диаметры соединяемых валов примем равными:
d = 25 мм;
Передаваемый крутящий момент через муфту [5]:
T = 125Нм
Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту:
,
где kр=1,25 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации
[5, раздел 10.7, таблица 10.26];
T1 - вращающий момент на соответствующем валу;
T - номинальный момент.
Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую125-32-I.25-I.2-У3 ГОСТ 21424-93 [5, таблица К21].
10. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений
Выбираем шпонки для соединения звездочки цепной передачи с выходным концом ведомого вала dB1, колеса с валом dB3 и полумуфты с выходным концом ведущего вала dB1. Примем шпонки по ГОСТ 23360-78 исполнение 1:
ведущий вал: =25, l1=42мм - размеры шпонки 8x7x32мм;
ведомый вал: dB3=48, l3=38 мм - размеры шпонки 14x9x32мм;
dB1=34, l1=45 мм - размеры шпонки 10x8x40мм.
Материал шпонок - сталь с временным сопротивлением разрыву не менее 590 МПа.
Расчет шпоночных соединений будем производить исходя из напряжения смятия и условия прочности по формуле
,
где - напряжение смятия, МПа;
Т - вращающий момент на валу, ;
dB - диаметр ступени вала, мм;
- высота шпонки, мм;
- глубина паза вала, мм;
l - длина шпонки, мм;
- ширина шпонки, мм.
- при стальной ступице [усм] = 100…120 МПа;
- при чугунной ступице [усм] = 50…70 МПа.
Рассчитываем шпонки
Таблица 12. Размеры в миллиметрах
|
Диаметр вала dB |
b |
h |
|
l |
Т, |
МПа |
МПа |
|
|
25 |
8 |
7 |
4 |
32 |
29 |
37,5 |
70 |
|
|
48 |
14 |
9 |
5,5 |
32 |
140 |
109,5 |
120 |
|
|
34 |
10 |
8 |
5 |
40 |
140 |
108,9 |
Как видно из расчетов, во всех случаях прочность шпоночных соединений обеспечена.
11. Проверочный расчет вала редуктора на сопротивление усталости
Проверяем сечение вала под зубчатым колесом.
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему). Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнение их с допускаемыми значениями [s].
Материал вала - сталь 45 нормализованная; ув=690 МПа.
Пределы выносливости:
у-1?0,43ув=0,43х 690=297 МПа; ф-1?0,58 у-1= 0,58х 297=172 МПа.
По построенным эпюрам изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях от всех действующих сил определяем суммарный изгибающий момент в сечении под шестерней
Крутящий момент в сечении вала T2 = 140Нм
Момент сопротивления кручению (d=48мм, b =14мм, t1=5,5мм)
.
Момент сопротивления изгибу
.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности
Прочность вала обеспечивается.
12. Выбор посадок
В ЕСПД преимущественно назначают посадки в системе отверстия с основным отклонением Н.
Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в таблице 10.13 [5].
Посадка звездочки цепной передачи на ведущий вал
Посадка зубчатого колеса на ведомый вал
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7.
Посадка полумуфты на ведущий вал
Посадки всех без исключения распорных втулок и колец
Остальные посадки назначаем, пользуясь данными той же таблицы.
13. Смазка зацепления и подшипников
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.
В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют картерную смазку. Масло заливают так, чтобы венцы колес были в него погружены.
Объем масла заливаемого в масляную ванну определим оп формуле:
где Р - мощность, передаваемая редуктором. Р = 2,5 кВт.
Рекомендуемую кинематическая вязкость масла определим из таблицы 10.8 [5]. Принимаем 28Ч10-6м2/с
По таблице 10.10 [5] определим марку масла. Принимаем И - 30А.
Камеры подшипников заполняются пластичным смазочным материалом УТ-1 [1], периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.
Список использованных источников
1. Аркуша АИ. Фролов М.И. Техническая механика. М., высшая школа, 1983
2. Детали машин. Проектирование: учебное пособие Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. - 2-е издание, испр. И доп. - Мн.: УП «Технопринт», 2002
3. Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин: Учебник для машиностроит. спец. техникумов. - 3-е изд., перераб. И доп. - М.: высшая школа, 1984
4. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин .-М.; «Машиностроение», 1987
5. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Высшая школа, 1991. 432с.
Размещено на Allbest.ru
...Подобные документы
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 25.02.2011Кинематический и силовой расчет. Выбор электродвигателя. Расчет цилиндрической прямозубой передачи. Ориентировочный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры корпуса редуктора и сборка его. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений.
курсовая работа [157,0 K], добавлен 28.03.2015Силовой расчет привода. Расчет зубчатой передачи редуктора. Проектировочный и проверочный расчеты валов, колес, корпуса редуктора и подшипников. Выбор шпонок и проверка их на прочность. Цилиндрические и конические передачи с прямыми и косыми зубьями.
курсовая работа [745,8 K], добавлен 24.03.2012Подбор электродвигателя привода, его силовой и кинематический расчеты. Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба. Параметры цилиндрической зубчатой передачи. Эскизная компоновка редуктора. Вычисление валов и шпонок, выбор муфт.
курсовая работа [1,6 M], добавлен 17.09.2012Выбор электродвигателя и кинематический расчет передач. Рассмотрение эскизной компоновки редуктора. Расчет схемы валов, реакций, эпюры изгибных и крутящих моментов. Подбор подшипников, выбор и проверка шпонок. Смазка зубчатого зацепления и подшипников.
отчет по практике [277,0 K], добавлен 02.06.2015Кинематический 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 16.02.2016Проектирование одноступенчатого горизонтального цилиндрического косозубого редуктора, цепной и ременной передачи для привода ленточного конвейера. Назначение редуктора и их классификация. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт. Этапы компоновки.
дипломная работа [902,7 K], добавлен 08.03.2009Кинематический расчет цилиндрического двухступенчатого соосного редуктора. Определение нормального модуля. Предварительный расчет валов. Первый этап компоновки редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Проверка прочности шпоночных соединений.
курсовая работа [549,7 K], добавлен 23.10.2011Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Определение параметров зубчатой и ременной передачи. Ориентировочный расчет валов редуктора. Вычисление размеров шестерен и колес, корпуса и крышки. Подбор шпонок. Подбор и проверка подшипников.
курсовая работа [1,6 M], добавлен 08.04.2019Назначение, принцип действия и устройство разрабатываемого редуктора, основные требования к его функциональности. Выбор двигателя и кинематический расчет привода. Определение силовых параметров. Расчет конструктивных размеров корпуса и крышки редуктора.
курсовая работа [232,6 K], добавлен 07.02.2016Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Расчет плоскоременной передачи, валов и зубчатых колес одноступенчатого цилиндрического редуктора. Определение конструктивных размеров шестерни и колеса. Выбор подшипников и сорта масла.
курсовая работа [163,3 K], добавлен 17.09.2011Выбор 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 05.12.2012Выбор конструкции редуктора. Данные для проектирования. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Проверка долговечности подшипников и прочности шпоночных соединений.
курсовая работа [675,6 K], добавлен 03.05.2009Проектирование и расчет показателей одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора. Критерии выбора электродвигателя и параметров корпуса прибора. Подсчет подшипников и проверка шпоночных соединений. Выбор допусков и посадок основных деталей.
курсовая работа [598,1 K], добавлен 04.03.2012Проектирование цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора. Выбор электродвигателя на основе требуемой мощности, расчет зубчатых колес и валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса редуктора. Определение диаметра болтов.
контрольная работа [305,0 K], добавлен 09.11.2011Основные параметры зубчатой передачи цилиндрического редуктора. Расчет долговечности принятых подшипников для ведущего вала. Статическая и усталостная прочность ведомого вала. Подбор шпонок и проверка шпоночного соединения. Расчет шпоночных соединений.
курсовая работа [398,9 K], добавлен 16.03.2015Выбор электродвигателя и силовой расчет привода. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Уточненный расчет валов на статическую прочность. Определение размеров корпуса редуктора. Выбор смазки зубчатого зацепления. Проверочный расчет шпонок.
курсовая работа [2,2 M], добавлен 12.12.2009Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Подбор подшипников качения быстроходного вала. Проверочный расчет шпонок. Конструирование корпуса и крышки редуктора. Выбор материала червячного колеса. Конструирование корпуса и крышки редуктора.
курсовая работа [120,4 K], добавлен 19.01.2010Обзор процесса компоновки двухступенчатого цилиндрического редуктора. Выбор электродвигателя. Расчет частоты вращения и моментов на валах, зубчатых передач и шпоночных соединений. Сборка и смазка редуктора. Регулировка радиально-упорных подшипников.
курсовая работа [1,6 M], добавлен 18.11.2017Основные параметры зубчатой передачи одноступенчатого цилиндрического редуктора. Выбор электродвигателя, кинематический расчет редуктора. Определение КПД передачи, определение вращающих моментов на валах. Последовательность расчета зубчатой передачи.
курсовая работа [763,1 K], добавлен 07.08.2013
