Рефераты

Главная

Начертательная геометрия

Оккультизм и уфология

Педагогика

Полиграфия

Политология

Программирование
компьютеры и кибернетика

Производство и технологии

Социальная работа

Начертательная геометрия

Не сортированные

Таможенная система

Теория государства и права

Арбитражный процесс

Нотариат

Менеджмент

Металлургия

Минералогия

Москвоведение

Проектирование механизмов редуктора

Содержание

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Расчет редуктора

3. Эскизное проектирование

4. Выбор и проверка долговечности подшипников качения

5. Проверочный расчёт валов на прочность
6. Проверка прочности шпоночного соединения

7. Посадки зубчатых колёс и подшипников

8. Выбор смазки редуктора

9. Конструирование корпусных деталей

10. Расчет муфты

Список используемой литературы

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

1.Нахождение момента на тихоходной ступени:

РВЫХ = Ft*V;где

Рвых - мощность на выходном валу,

Ft - окружная сила,

V - cкорость ленты,

РВЫХ = 5300*0.8=4020Вт;

nвых=60*V/*Dб;где

Dб - диаметр барабана

nвых=60*0.8/3.14*0.4=38мин-1;

Т3=Твых=Ft*D/2;где Т3 -крутящий момент на тихоходном валу;

Т3= 5300*0.4/2=1060Н*м;

Определение общий КПД привода:

привода = рем 2зуб 2подш 2муфты,

где: рем - КПД ременной передачи;зуб - КПД зубчатой передачи; подш - КПД подшипников; муфты - КПД муфты.

муфты = 0,98; зуб = 0,96; подш = 0,99; рем=0.95

привода = 0.95 0,962 0,992 0,982 = 0,82.

Определение мощность двигателя:

Рэд= РВЫХ/привода

Рэд=4020/0.82=4460Вт

Выбор электродвигателя:

Из найденной необходимой мощности выбирают электродвигатель.

Принимаем электродвигатель АИРC100L4

Мощность Р=4,5кВт; n=1430мин-1

Определение крутящего момента быстроходного вала:

Т1=Тэд= Т3/n

Т1=9550 6.3/1430=38Нм

Определение общего передаточного числа привода и разбиение его между ступенями:

Uобщ= n/ nвых;

Uобщ=1430/38=38

Передаточное отношение редуктора: Uред= Uобщ

Uред=38

Передаточное отношение тихоходной ступени: UТ=0,63 3v Uред

UТ=0,63 3v 38 =7,1

Передаточное отношение быстроходной ступени: Uб= Uред/ UТ

Uб=38/7,1=5,3

Определяем кинематические и силовые параметры отдельных валов привода:

I вал

частота вращения: n1= nдв = 1430 об/мин;

мощность: Р1 = Рдв = 4,5 кВт;

вращающий момент: Т1 = Тдв = 38 Н*м

II вал

частота вращения: n2= n1 Uб =1430/5,3= 270 об/мин;
вращающий момент: Т2=Т3 зуб Uб = 38 0,95 5,3= 192 Нм;

III вал

частота вращения: n3= n2/ UT= 270/7,1=38.6 об/мин;

вращающий момент: Т3=1060Нм

Приводной вал:

Частота вращения: n= n3 =38.6 об/мин

Вращающий момент: T= Т3 м =1060 x 0.98 = 1038 об/мин

Все полученные данные сводим в таблицу.

Таблица 1

Номер вала	Частота вращения, об/мин	Момент, Нм
I	1430	38
II	270	192
III	38,6	1060
Приводной вал	38,6	1038

2. Расчёт редуктора

Выбираем материал зубчатых колёс и шестерён

Быстроходная ступень:
Шестерня: Сталь 45 - D = 80 мм, S = 50 мм, HBсердц. =269…302,
Колесо: Сталь 45 - D = 125 мм, S = 80 мм, НВсердц. = 232…262,
Тихоходная ступень:
Шестерня: Сталь 40Х -
Колесо: Сталь 40Х -
Расчёт быстроходной ступени
Шестерня
Колесо
Коэффициенты приведения для расчета на контактную и выносливость:
Числа циклов NG перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости:
Суммарные числа циклов перемены напряжений:
Эквивалентные числа циклов:
Расчетные допускаемые напряжения:
Коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость:

Коэффициент выбирают в зависимости от схемы передачи, твердости рабочих поверхностей зубьев и относительной ширины шестерни .

Коэффициент динамической нагрузки выбирают в зависимости от окружной скорости, точности изготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев:

Окружная скорость:

По окружной скорости и 8 степени точности определяем:

Следовательно, коэффициенты нагрузки равны:

Определяем предварительное значение диаметра делительной окружности колеса:

Коэффициенты принимают для конических колёс с круговыми зубьями:

Полученное значение округляем до

Предварительное значение диаметра делительной окружности шестерни как

Число зубьев шестерни в зависимости от диаметра шестерни принимаем

Значения округлены до целых чисел.

Угол делительных конусов:

Для зубчатых колёс с круговыми зубьями внешний окружной модуль определяется по формуле:

Внешнее конусное расстояние определяем как

Ширина зубчатых венцов колёс

Коэффициенты смещения инструмента :

Коэффициенты выбираем в зависимости от биэквивалентного числа зубьев с учётом коэффициента смещения инструмента.

Биэквивалентное число зубьев:

Проверка зубьев конических колёс на изгибную выносливость.

Расчётное напряжение в опасном сечении зуба колеса:

Расчётное напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

Окончательное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни и колеса:

Внешние диаметры вершин зубьев:

Средний нормальный модуль:

но при силовых передачах модуль меньше 1,5 принимать не рекомендуется, поэтом принимаем

Силы, действующие на валы зубчатых колёс.

Окружная сила:

Радиальная и осевая силы:

Расчёт тихоходной ступени

Шестерня
Колесо
Коэффициенты приведения для расчета на контактную и выносливость:
Числа циклов NG перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости:
Суммарные числа циклов перемены напряжений:
Эквивалентные числа циклов:
Расчетные допускаемые напряжения:
Коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость:
Коэффициент выбирают в зависимости от схемы передачи, твердости рабочих поверхностей зубьев и относительной ширины шестерни .
Коэффициент динамической нагрузки выбирают в зависимости от окружной скорости, точности изготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев:
Окружная скорость:
По окружной скорости и 8 степени точности определяем:
Следовательно, коэффициенты нагрузки равны:
Определяем межосевое расстояние:
Модуль передачи:
Определяем суммарное число зубьев и угол наклона зуба:
Число зубьев шестерни и колеса:
Фактическое значение передаточного числа:
Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.
Колесо:
Шестерня:
Диаметры делительных окружностей :
Диаметры окружностей вершин зубьев и впадин зубьев .
Шестерня:
Колесо:
Силы, действующие на валы зубчатых колёс.
Окружная сила:
Радиальная сила:
Осевая сила:
3. Эскизное проектирование
Предварительный расчет валов
Крутящий момент в поперечных сечениях валов:
Быстроходного ;
Промежуточного ;
Тихоходного .
Предварительные значения диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам:
Для быстроходного:
Для промежуточного:
Для тихоходного:
Выбор типа и схемы установки подшипников
Выбираем роликовые конические однорядные для тихоходного, промежуточного и быстроходного валов.
Для быстроходного вала: 7204 d = 24 мм, D = 52 мм, В = 16 мм, r = 1,5 мм;
Для промежуточного вала: 7204 d = 36 мм, D = 72 мм, В = 16 мм, r = 1,5 мм;
Для тихоходного вала: 7204 d = 50мм, D = 90 мм, В = 23 мм, r = 2,5 мм;
4. Выбор и проверка долговечности подшипников качения
Расчет подшипников на тихоходном валу
Определение сил, нагружающих подшипники.
При проектировании тихоходного вала редуктора применили шариковые радиальные однорядные подшипники по схеме установки в распор.
Диаметр вала под подшипник: .
на выходном конце вала находится упругая муфта с резиновой звёздочкой. Силу действия муфты на вал определяют по формуле: где T - вращающий момент на валу.
Приведём расчётную схему для определения реакций опор валов редуктора:
Реакции в горизонтальной плоскости XOZ:
Реакции в вертикальной плоскости YOZ:
Полная реакция в опорах:
Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре A: шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии 213: диаметр внутреннего кольца, диаметр наружного кольца, ширина подшипника, динамическая грузоподъёмность, статическая грузоподъёмность.
Определяем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку:
, где
радиальная нагрузка;
осевая нагрузка;
коэффициент вращения (вращение внутреннего кольца);
коэффициент безопасности;
температурный коэффициент;
Отношение
Отношение , т.к то значения X, Y не меняются.
Расчётная долговечность, млн. об.:
, где для шариковых подшипников;
Расчётная долговечность, ч.:
Все остальные подшипники подбираются и проверяются таким же способом.
5. Проверочный расчёт валов на прочность
Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок.
Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности.
Расчёт тихоходного вала:
Материал вала - сталь 45Х. термообработка - улучшение .
Пределы выносливости:
Сечение A-A является наиболее опасным. Диаметр вала в этом сечении 75 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки:
масштабные факторы коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости .
Крутящий момент .
Изгибающие моменты:
Суммарный изгибающий момент в сечении Б-Б
Момент сопротивления кручению :
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Расчётный коэффициент запаса прочности S в опасном сечении и сравниваем его с допускаемым значением (1,32):
Где коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.
Расчеты остальных валов производят этим же методом.
6. Проверка прочности шпоночного соединения
Все шпонки редуктора призматические со скругленными торцами, размеры длины, ширины, высоты, соответствуют ГОСТ 23360-80. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Все шпонки проверяются на смятие из условия прочности по формуле:
Допускаемое напряжение смятия
Быстроходный вал:
Входной конец вала шпонка ;
Промежуточный вал:
Шпонка под колесо: шпонка ;
Тихоходный вал:
Шпонка под колесо: шпонка ;
Выходной конец вала: шпонка ;
Приводной вал: ;
Входной конец вала: ; шпонка ;
Шпонка под барабан: шпонка ;
7. Посадки зубчатых колёс и подшипников
Посадки зубчатых колес на вал и по ГОСТ 25347-82.
Шейки валов под подшипник выполняем с отклонением вала k6.
Отклонения отверстий под наружные кольца по .
Остальные посадки назначаем, используя табличные данные.
8. Выбор смазки редуктора
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты, трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.
В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
Картерную смазку применяют при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0,3 до 12,5 м/с. При более высоких скоростях масло сбрасывается с зубьев центробежной силой и зацепление работает при недостаточной смазке. Кроме того, заметно увеличиваются потери мощности на перемешивание масла и повышается его температура.
Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла опреде-ляют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. Предварительно определяют окружную скорость, затем по скорости и контактным напряжениям находят требуемую кинематическую вязкость и марку масла.
По учебнику (П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов) выбираем масло индустриальное АК-15 ГОСТ1862-63, в количестве 2 литров.
9. Конструирование корпусных деталей
Конструирование корпуса
Корпусная деталь состоит из стенок, ребер, бобышек, фланцев, и других элементов, соединенных в единое целое.
При конструировании литой корпусной детали стенки следует по возможности выполнять одинаковой толщины. Толщину стенок литых деталей уменьшают до величины, определяемой условиями хорошего заполнения формы жидким металлом. Поэтому чем больше размеры корпуса, тем толще должны быть его стенки. Материал корпуса - серый чугун СЧ15. Толщина стенки, отвечающая требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса, вычислим по формуле:
, где - крутящий момент на выходном валу;
толщина стенки крышки корпуса.
Плоскости стенок, встречающиеся под прямым или тупым углом, сопрягают дугами радиусом r = 4(мм), R = 12(мм). Литейные уклоны выполняют по рекомендации 1 (стр.258). Остальные элементы корпусных деталей выполняются по правилам (стр. 258-262) учебника П.Ф. Дунаева, О.П.Леликова.
При проектировании редуктора следует все выступающие элементы устранить с наружных поверхностей и ввести внутрь корпуса. Это обеспечит большую жесткость и лучшие виброакустические свойства.
Крепление крышки редуктора к корпусу.
Для крепления крышки к корпусу используем болты с нормальной цилиндрической головкой (из ГОСТ 7798-70). Диаметр болтов крепления крышки к корпусу рассчитаем по формуле:
где - вращающий момент на тихоходном валу, Нм.
принимаем болты диаметром
диаметр фундаментных болтов, Нм.
принимаем болты
диаметр болтов для крепления крышек подшипников, принимаем болты М8, М10, М12;
диаметр болта для крепления крышки смотрового отверстия, принимаем М6.
Для точной фиксации крышки относительно корпуса при сборке необходимо использовать штифты. Это позволит избежать перекоса крышек подшипников и наружных колец самих подшипников.
10. Расчет муфты

Выбор муфты производится в зависимости от передаваемого крутящего момента.

Т=кТн,

где к =1.1- коэффициент режима работы;

Тн - номинальный длительно действующий момент.

Т=1.1*1530=1683Н

Выбираем упругую муфту со звездочкой ГОСТ14084-93.

Список используемой литературы
1. М.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991.

2. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов Конструирование узлов и деталей машин. М.: «Высшая школа», 1985.

3. Д.Н. Решетов - Детали машин. Атлас конструкций в двух частях. М.: «Машиностроение», 1992.

4. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя в 3т. М. Машиностроение, 1979.

5. В.Л. Гадолин. Методические указания по расчёту клиноременных передач. М.: МВТУ им. Баумана, 1981.