Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Кинематическая схема

2. Выбор электродвигателя

шпоночный зубчатый зацепление подшипник

1. По исходным данным определяем потребную мощность электродвигателя:

,

где общий КПД где из таблицы 1.1[1]:

- - КПД зубчатой цилиндрической передачи;

- - КПД подшипников качения (одной пары);

- - КПД муфты.

2. Определяем частоту вращения приводного вала n3

По таблице выбираем электродвигательАИР 132 8:

:. Р.=4 кВт

3. Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням

Определяем частоту вращения приводного вала:

,

Находим общее передаточное число привода:

.

Передаточное число редуктора , тогда передаточное число цепной передачи

.

При определении общего передаточного числа и передаточных чисел его ступеней придерживаемся ряда по ГОСТ 8020-56.

4. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения для каждого вала

N
1
2
3

5. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений шестерни и колеса

Пара зубчатых колес (z1 - z2)

Колесо (z2)	Шестерня (z1)
Исходные данные
Материалы и термическая обработка:
сталь 40Х, улучшение, НВ 235…262, НВср2=248; ; .	сталь 40Х, улучшение, НВ 269…302, НВср1=285; ;
Частота вращения вала колеса:. Передаточное число:. Срок службы передачи: 15000 ч. Передача работает с режимом 4 1 Коэффициент приведения (табл. 4.1 [2]) для расчетов на
контактную выносливость изгибную выносливость
2 Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на
контактную выносливость (рис.4.3[2]) изгибную выносливость
3 Суммарное время работы передачи: .
4 Суммарное число циклов перемены напряжений
5 Эквивалентные числа циклов перемены напряжений для расчета на
контактную выносливость
изгибную выносливость
6 Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок (табл. 4.3 [2]).
Контактная выносливость
Изгибная выносливость
7 Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость (табл. 4.2 [2]): ; .
(табл. 4.3 [2])	(табл. 4.3 [2])
За допускаемое контактное напряжение принимаем меньшее значение для шестерни и колеса:
8 Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость (табл. 4.2 [2]): ; .
(табл. 4.3 [2])	(табл. 4.3 [2])

Коэффициенты нагрузки.

Для определения коэффициентов нагрузки определяем относительную ширину шестерни:

;

где - коэффициент ширины. Выбираем консольное расположение зубчатого колеса относительно опор = 0,2 5;

В соответствии с полученным результатом, имеем:

(табл. 5.2[2]);

(табл. 5.3[2]);

Выбираем коэффициент режима , соответствующий 4режиму работы. Рассчитываем коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца:

;

;

Определяем окружную скорость:

,

где коэффициент, т.к. передача цилиндрическая прямозубая и термообработка колеса - улучшение, шестерни - улучшение+ ТВЧ (табл. 5.4 [2]).

При этой скорости передача может быть выполнена по 8-ой степени точности (табл. 5.5 [2]).

Для этой скорости и степени точности значение определяем:

(табл. 5.6[2]);

(табл. 5.7[2]);

Коэффициенты нагрузки находят из выражения:

при расчете на контактную выносливость

;

при расчете на изгибную выносливость

.

Предварительное значение межосевого расстояния:

Принимаем , выбирая из ряда по ГОСТ 6636-69.

Рабочая ширина венца колеса

.

Рабочая ширина шестерни

.

Модуль передачи

,

где ;

.

Принимаем по ГОСТ 9563-60.

Суммарное число зубьев

.

Принимаем.

Число зубьев шестерни

.

Принимаем .

Число зубьев колеса

.

Фактическое передаточное число

.

Ошибка передаточного числа

.

Диаметр делительной окружности

;

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев

Шестерни:

;

;

Колеса:

;

.

Силы, действующие на валы зубчатых колес

Окружная:

;

Радиальная:

.

6. Расчет предварительных диаметров валов привода

1) Диаметр вала электродвигатели серии АИР112 8 равен 32мм.Принимаем диаметр быстроходного вала равным диаметру вала электродвигателя.

2) Определим диаметр выходного вала редуктора:

Принимаем: .

Для найденного диаметра вала выбираем значения:

- приблизительная высота буртика,

- максимальный радиус фаски подшипника,

- размер фасок вала.

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

Так как стандартные подшипники имеют стандартный диаметр, то принимаем .

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

Принимаем: .

3) Определим диаметр приводного вала:

Для найденного диаметра вала выбираем значения:

- приблизительная высота буртика,

- максимальный радиус фаски подшипника,

- размер фасок вала.

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

Так как стандартные подшипники имеют стандартный диаметр, то принимаем .

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

7. Проверочный расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жёсткость

Проведём расчёт тихоходного вала.

Действующие силы: - окружная, - радиальная.

, , .

Определим реакции опор в вертикальной плоскости.

1. , ,

. Отсюда находим, что .

2. , ,

. Получаем, что .

Выполним проверку: , : ,

Следовательно, вертикальные реакции найдены верно.

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.

3. , ,

, получаем, что .

4.,, , отсюда .

Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций: ,

, , - верно.

Просчитываем предполагаемое опасное сечение: сечение под колесом, ослабленное шпоночным пазом. Для этого сечения изгибающий момент М:

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 45) по табл.: - временное сопротивление (предел прочности при растяжении); и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении; - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

Рассчитаем осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала:

где - расчётный диаметр вала.

Вычислим изгибное и касательное напряжение в опасном сечении по формулам:

, .

Определим запас сопротивления усталости только по изгибу и по кручению:

,

где и - амплитуды переменных составляющих циклов;

и - амплитуды постоянных составляющих циклов;

и - коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений;

kd = 0.8 и kF = 0.9 - масштабный фактор и фактор шероховатости поверхности;

и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении.

Определяем расчётный коэффициент запаса прочности:

- условие выполняется.

где - коэффициента запаса прочности

Проверяем жёсткость вала. По условиям работы зубчатого зацепления опасным является прогиб под колесом.

Полярный момент равен:

Прогиб в вертикальной плоскости от силы Fr:

Погиб в горизонтальной плоскости от силы Ft :

Суммарный прогиб:

Допускаемый прогиб:

8. Выбор подшипников качения

I. Для тихохдного вала редуктора выберем радиальные однорядные шарикоподшипники лёгкой серии . Для них имеем: - диаметр внутреннего кольца, - диаметр наружного кольца, - ширина подшипника, - динамическая грузоподъёмность, - статическая грузоподъёмность, - предельная частота вращения при пластичной смазке. Частота оборотов . Требуемый ресурс работы .

Найдём: - коэффициент безопасности; - температурный коэффициент); - коэффициент вращения.

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку

.

Рассчитаем ресурс принятого подшипника:

, или

что удовлетворяет требованиям.

2. Для приводного вала редуктора возьмём шарикоподшипники радиальные двухрядные сферические. Для него имеем - диаметр внутреннего кольца подшипника, - диаметр наружного кольца подшипника, - ширина подшипника, - номинальный угол контакта подшипников, - динамическая грузоподъёмность, - статическая грузоподъёмность.

9. Выбор и расчёт шпоночных соединений

Расчёт шпоночных соединений заключается в проверке условия прочности материала шпонки на смятие.

1. Соединение вала с зубчатым колесом. Имеем: - крутящий момент на валу, - диаметр вала, - ширина шпонки, - ее высота, - глубина паза вала, - глубина паза ступицы, - допускаемое напряжение на смятие, - предел текучести.

Определяем рабочую длину шпонки:

Принимаем шпонку 16х10х45

Условие прочности:

2. Соединение выходного вала редуктора и муфты. Имеем: - крутящий момент на валу, - диаметр вала, - ширина шпонки, - высота шпонки, - глубина паза вала, - глубина паза ступицы, - допускаемое напряжение на смятие, - предел текучести.

Определяем рабочую длину шпонки:

Принимаем шпонку12х8х70

Условие прочности:

10. Смазка зубчатого зацепления и подшипников

Для смазывания передачи применена картерная система.

Определим окружную скорость вершин зубьев колеса:

где - частота вращения вала редуктора, - диаметр окружности вершин колеса;

Рассчитаем предельно допустимый уровень погружения зубчатого колеса тихоходной ступени редуктора в масляную ванну: , здесь - диаметр окружностей вершин зубьев колеса.

Выберем марку масла в соответствии с окружной скоростью колеса быстроходной ступени: И-Г-А-32.

Смазывание подшипников происходит тем же маслом за счёт разбрызгивания. При сборке редуктора подшипники необходимо предварительно промаслить.

Список используемой литературы

Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. т. 1-3 М., Машиностроение, 1982.

Витушкина Е.А., Стрелов В.И. Расчет валов редукторов: Методические указания по выполнению курсового проекта по курсу «Детали машин». - М.: Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2005. - 20 с.

Д.Н. Решетов - Детали машин. Атлас конструкций. М.: «Машиностроение», 1970.

Конструирование узлов и деталей машин: учеб. пособие для студ. высш. учеб. заведений / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. - 10-е изд., стер. - М.: Издательский центр «Академия», 2007. - 496 с.

М.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991.

Размещено на Allbest.ur

...