ТОП 10:

Расчет частот вращения валов.



Расчет частот вращения валов.

= = 705

= = =300

= = = 60


1.1.6.Расчёт мощностей и крутящих моментов, передаваемых валами редуктора.

= =2,17 кВт
= * * =2,17*0,96*0,99= 2,06 кВт

= * * =0,98*0,99*2,06= 2,00 кВт

=9550  = 9550 = 29,39 Нм
=9550 = 9550 = 65,58 Нм
=9550 = 9550 = 318,33 Нм

«Кинематические и силовые параметры передачи»

 

Типоразмер двигателя 4А12MA8 P=2,2 кВт n=750

Передаточные отношения

Требуемая мощность двигателя  = 2,17 кВт

Валы передач

n, T, H*м

Вал двигателя

705 29,39 =11,75

Вал редуктора

быстроходный 300 65,58 =5
тихоходный 60 318,33 =2,35

 

Расчет зубчатой передачи.

Выбор материалов и способов упрочнения зубьев шестерни и колеса.

Поскольку привод установлен в производственном помещении, выбираем для шестерни и колеса высокоуглеродистую сталь 45 с термообработкой улучшения (У) для шестерни и нормализации (Н) колеса.

= ,

где – коэффициент, учитывающий тип передачи, =24 (К)

– крутящий момент на валу шестерни, =65,58 Нм

u– передаточное отношение зубчатой передачи ,u = 5

=24  = 56,60 мм;

;

Шестерня: Сталь 45(У);

= 269…302,

=285,5

= 54,0*  

Колесо: Сталь 45(У);

=235…262,

=248,5

=10,75*

Расчет допускаемых контактных напряжений.

=

где: -предел контактной выносливости, МПа;

– коэффициент долговечности;

– коэффициент безопасности;

= =1,1

Для углеродистой стали: =2*  +70

=2 +70=2*285,5+70=641 МПа

=2 +70=2*248,5+70=567 МПа

 ≥1,0 ,       

Где  – базовое число циклов

=16,8*                           

=9,17*

-эквивалентное число циклов нагружения;

где – коэффициент эквивалентности,
=0,25 (режим работы – cредний равновероятный)

-cуммарное число циклов;
=60*  * ,

Где – частота вращения валов редуктора

=300 , =60 ;

 - суммарное время работы передачи, час.

=365*L* 24* * *ПВ

Где L– срок службы передачи, L=7 лет;

– коэффициент использования в течение года, =0,7

 – коэффициент использования в течение суток, =0,7

ПВ– продолжительность включения, ПВ=40%=0,4

= 365*7*24*0,7*0,7*0,4=12019

=60* 300*12019= 2,16*

=0,25*2,16* = 54,0*

= 0,43*

=0,25*0,43* =10,75*

 

= = =0,823

 = = =0,974

=0,974                              

 = = =479,58 МПа

 =  = =502,05 МПа


1.2.3. Расчет проектных параметров зубчатой передачи.

Компоновка валов.

Расчёт диаметров хвостовиков валов.

  ;

где -крутящий момент на валах редуктора,

=29,39 Нм; = 65,58 Нм; = 318,33 Нм

[τ]-заниженное допускаемое касательное напряжение,

[τ]=15…20мПа,[τ]=18 мПа;

К=Б-для быстроходного вала (шестерня);

К=Т-для тихоходного вала (вал колеса);

= = =23,58 мм;

= = =40,40мм

Округляем значения до ближайших больших по номинальному ряду стандартных нормальных линейных значений.

=25 мм; =40 мм.

Расчёт диаметров участков валов.

1.3.2.2.1. Тихоходный вал.
 

 



1- участок для установки полумуфты соединительной муфты;

2-участок, контактирующий с манжетой, установленной в сквозной крышке подшипника;

3- участки для установки внутренних колец подшипников качения;

4- участок для установки ступицы колеса;

5- бурт осевой фиксации ступицы колеса и внутреннего кольца подшипника;

6- конус центрирования шпонки, установленной на валу с шпоночным пазом на ступице колеса.

=40 мм;

= +5=45 мм;

= +10=50 мм;

= +5=55 мм;

= + (3…4)  =70 мм;
 = = 50 мм

Быстроходный вал.

=25 мм;
= =30 мм;

= =35 мм;
=  + 7= 42 мм;
=  = 42 мм;
=  = 35 мм
1.3.2.3. Длины валов
1.3.2.3.1. Длины тихоходного вала

=(1,5…2) =1,75∗40=70 мм
= −B−n+ +y

B=21 мм =18 мм   n=7 мм y=5…12 мм
=49−21−7+18+6=45 мм
=(20…30)+B=24+21=45 мм
= −2=66−2=64 мм
−длина ступицы
= 7 мм
=0,5𝑑6+13=38 мм.

Длины быстроходного вала

=(1,5…2) =1,55∗25=38,75 мм округляем до 40 мм
= −B−n+ +y

B=21 мм =18 мм   n=7 мм  y=5…12 мм
=49−21−7+18+6=45 мм
= =0,6d3+15=36 мм
= =10,5 мм
1.3.3. Предварительный выбор подшипников.

Быстроходный вал.

 d= =35 мм; № 207; 35×72×17; c=25,5 кН; =15,3 кН;

Тихоходный вал.

d= =50 мм; № 210; 50 ×90 ×20; c=35,1 кН; =23,2 кН;

Выбор соединительных муфт.

 Для обоих валов выбираем муфты упругие втулочно-пальцевые МУВП (2 исп.)

Быстроходный вал.

=25 мм; = 65,58 Нм

=L/2=80/2=40 мм

Тихоходный вал.

=40 мм; =318,33 Нм;

=L/2=140/2=70 мм

Быстроходный вал.

Поскольку быстроходный вал – это вал шестерни, на нем имеет место только одно шпоночное соединение на хвостовике вала с диаметром =25 мм.

Размеры шпоночного соединения:

       Ширина шпонки: b= 8 мм;

       Высота шпонки: h=7 мм;

       Глубина паза на валу: =4 мм;

       Глубина паза на ступице полумуфты: =3,3 мм;

       Длина шпонки:

l= - (10…15) мм=40-(10…15)=25…30 мм; l=28 мм

       Рабочая длина шпонки:

=l-b=28-8=20 мм;

Расчет напряжений смятия. 

=  ≤ [ ,

Где -крутящий момент на валу шестерни; =65,58 Нм;

[ ]- допускаемое напряжение материала шпонки при деформации смятия, [ ]=120 МПа (вал реверсивный)

= =79,5 МПа<[ ] – условие прочности выполняется

Тихоходный вал.

Горизонтальная плоскость.

 

 

( )=0;     = = =0,29 кН

( )=0;      = = =-2,27
= + - + =0,89+0,23-2,27+1,15=0

= * =0,29*63,5=18,42 Нм.
=86,3 Нм

 

Тихоходный вал

=0,5* +(1…1,25)* ,

- диаметр наружного кольца подшипников тихоходного вала,

 = 150 мм

=0,5*150+(1…1,25)*45=120…131,25=122 мм

=3+δ+ =3+8+18 = 26 мм;

1.8.3. Рассчитать ширину фланцев, соединяющих основание и крышку корпуса редуктора, расстояние от осей болтов  до внутренней стенки корпуса редуктора

=3+δ+ ,

=3+δ+

По таблице 5 для болта , М10, =15 мм, =28 мм

=3+5+28=36 мм,

=3+5+15=23 мм

1.8.4. Рассчитать ширину опорных лап редуктора и расстояние от внутренней стенки корпуса до осей отверстий под болты

=3+δ+ ,

=3+δ+

Для болта , М16, =21 мм, =40 мм

=3+5+40 = 48 мм

=3+5+21 = 29 мм

 


Заключение


При выполнении курсовой работы по “Деталям машин” были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.

Целью данной работы является проектирование привода галтовочного барабана, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.
В ходе решения поставленной передо мной задачи, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.

Можно отметить, что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям.

По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.

По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.

Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников меньше паспортной.

При расчете был выбран электродвигатель, который удовлетворяет заданные требования.

В курсовой работе был рассчитан и сконструирован одноступенчатый цилиндрический редуктор с прямозубыми колесами.

Расчет проведен в объеме и последовательности согласно заданию

 

Расчет частот вращения валов.

= = 705

= = =300

= = = 60


1.1.6.Расчёт мощностей и крутящих моментов, передаваемых валами редуктора.

= =2,17 кВт
= * * =2,17*0,96*0,99= 2,06 кВт

= * * =0,98*0,99*2,06= 2,00 кВт

=9550  = 9550 = 29,39 Нм
=9550 = 9550 = 65,58 Нм
=9550 = 9550 = 318,33 Нм

«Кинематические и силовые параметры передачи»

 

Типоразмер двигателя 4А12MA8 P=2,2 кВт n=750

Передаточные отношения

Требуемая мощность двигателя  = 2,17 кВт

Валы передач

n, T, H*м

Вал двигателя

705 29,39 =11,75

Вал редуктора

быстроходный 300 65,58 =5
тихоходный 60 318,33 =2,35

 

Расчет зубчатой передачи.







Последнее изменение этой страницы: 2019-05-20; Нарушение авторского права страницы

infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 34.229.119.29 (0.021 с.)