Заглавная страница Избранные статьи Случайная статья Познавательные статьи Новые добавления Обратная связь КАТЕГОРИИ: Археология Биология Генетика География Информатика История Логика Маркетинг Математика Менеджмент Механика Педагогика Религия Социология Технологии Физика Философия Финансы Химия Экология ТОП 10 на сайте Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрации Техника нижней прямой подачи мяча. Франко-прусская война (причины и последствия) Организация работы процедурного кабинета Смысловое и механическое запоминание, их место и роль в усвоении знаний Коммуникативные барьеры и пути их преодоления Обработка изделий медицинского назначения многократного применения Образцы текста публицистического стиля Четыре типа изменения баланса Задачи с ответами для Всероссийской олимпиады по праву Мы поможем в написании ваших работ! ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ? Влияние общества на человека Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрации Практические работы по географии для 6 класса Организация работы процедурного кабинета Изменения в неживой природе осенью Уборка процедурного кабинета Сольфеджио. Все правила по сольфеджио Балочные системы. Определение реакций опор и моментов защемления	Главная Избранные Случайная статья Познавательные Новые добавления Обратная связь FAQ Конструирование элементов зубчатой передачи. Стр 1 из 3Следующая ⇒ Введение   Машиностроение является базой механического перевооружения всего общественного производства. От развития машиностроения зависят масштабы и темпы внедрения современного прогрессивного оборудования, уровень механизации и авторизации производства во всех отраслях промышленности, сельского хозяйства, транспорта. В народном хозяйстве машиностроение занимает ведущее положение. Об этом можно судить по непрерывно увеличивающемуся удельному весу этой отрасли в промышленности. Возникновение машиностроения как самостоятельной отрасли и его отраслевая дифференциация непосредственно связаны с общественным разделением труда. Под воздействием частого разделения труда в машиностроении постоянно создаются новые отрасли. Современное машиностроение представляет собой множество взаимосвязанных отраслей и производств. То или иное производство становится обособленной отраслью машиностроения при наличии определенных технико-экономических предпосылок. В настоящее время отрасли машиностроения объединены в единый машиностроительный комплекс, который включает в себя девятнадцать крупных отраслей и около ста специализированных отраслей, подотраслей и производств. Машиностроительному комплексу принадлежит главная роль в осуществлении научно-технической революции. Массовое изготовление техники новых поколений, способной дать многократное повышение производительности труда, открыть путь к автоматизации всех стадий производства, требует существенных структурных видов. В период до 2000 года было намечено в первоочерёдном порядке провести коренную реконструкцию машиностроительного комплекса, прежде всего станкостроения, производства вычислительной техники, приборостроения, электротехнической и электронной промышленности. Для этого периода характерны прогрессивные структурные сдвиги не только между отраслями машиностроения, но и внутри каждой отрасли. Темпы развития отраслей и изменения в межотраслевых связях машиностроения определяются в первую очередь теми задачами, которые ставятся в области механизации и автоматизации производства, развития энергетического хозяйства, электрификации и химизации. В настоящее время ещё велика доля рабочих, занятых ручным трудом в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве. Намечено ускорить темпы комплексной механизации производства, особенно механизации вспомогательных, транспортных и складских операций, производственных процессов в сельском хозяйстве. Таким образом, главное направление структурных сдвигов в народном хозяйстве, в том числе и в машиностроительном комплексе, связано с Выбор электродвигателя. Кинематический расчет 1.1. Определяем общий КПД редуктора по формуле:                                  h = hпер ∙ hnm ,                                                            (1) где h пер - КПД передачи; h n - КПД учитывающий потери на трение в одной паре подшипников качения; m – число пар подшипников в редукторе. После подстановки получим:                                         0,937   1.2. Определяем необходимую мощность электродвигателя по формуле:                         Pтр= ,                                                               (2)                                                                                             где P2 – мощность на ведомом валу редуктора (по заданию P2=3,6 кВт); h  - КПД редуктора. После подстановки получим:                           Pтр = 5,3400767(кВт)                                                           1.3. Исходя из условия (3) по таблице 16.7.1 [1] выбираем асинхронный электродвигатель                         Pдв ³ Pтр,                                                              (3) Этому условию удовлетворяет электродвигатель марки 132S4 по ГОСТ 28330-90 с параметрами: мощностью Pдв = 5,5 кВт и частотой вращения n дв = 1500 мин – 1. 1.4.Определяем передаточное число редуктора по формуле:                                                          u= ,                                                                 (4)                        где n дв - частота вращения электродвигателя; n 2 – частота вращения ведомого вала редуктора. После подстановки получим:                         u = 11,376471  1.5. По формуле (5) вычислим угловые скорости ведущего и ведомого валов: После подстановки для ведущего и ведомого валов соответственно получим:                                                                              w= ,                                                                                                                                         (5) w1 = =157 (рад/с),                                 w2 =  = 41,9(рад/с).   1.6. Найдем вращающие моменты на ведущем и ведомом валах редуктора по формулам:                                                          T1= ,                                                                            (6)                                                                                                                (7) После подстановки получим:                         T1=52,73 (Н∙м)                         T2 = 190,45(Н∙м)                         T3 =599?93(Н∙м) Результаты расчета для наглядности представим в табличном виде (таблица 1)               Таблица 1- Кинематические характеристики редуктора   Характеристики Единицы измерения Обозначение    Численное значение Мощность	кВт	P1(тр)	5,34
P3	5,0
Передаточное число	-	u           Uред           Uрем	11,376 3,15 3,6115
Частота вращения	Мин-1	n1	967,0
		n2 n3	267,8 85,0
Угловые скорости	Рад/с	w1	101,26
		w2 w3	28,04 8,90
Вращающий момент	Н·мм	T1	52,73
		T2 T3	190,45 599,93

 

 

Расчет зубчатой передачи.

 

Примем для шестерни и колеса разные марки стали, но одинаковые виды термообработки.

2.1 По таблице 3.3 [2] примем для шестерни Сталь 45X улучшенную с твердостью HB=210, для колеса Сталь 45X улучшенную с твердостью HB=190.

По формуле [2]определим предельно допустимые напряжения:

                        [σ_н]= ,                                                 (8)

где σ_hlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов определяемый по формуле (9); K_Hl коэффициент долговечности; S_н - коэффициент запаса.

 (9)

При длительной эксплуатации коэффициент долговечности K_Hl =1;

коэффициент запаса S_н =1,2. После подстановки получим:

                        [σ_н1] =426 (МПа)

                        [σ_н2] =391 (МПа)

Принимаем допускаемое контактное напряженине:

391 (МПа)

2.2. Межосевое расстояние определим по формуле:

                       а_ω =k_a∙(u+1)∙ =250,8                          (10)

где Т₂- вращающий момент на ведомом валу; при симметричном расположении колеса относительно опор коэффициент K_Hb=1,15; u – передаточное число; [σ_н] – предельно допустимое напряжение;y_ba- коэффициент ширины венца по отношению к межосевому расстоянию. По рекомендациям ГОСТ 2185-65; y_bа=0,25; для прямозубых колес k_а=49,5.

 

2.3. Нормальный модуль зацепления определим по формуле:

                        m_n=(0,01…0,02) а_ω.                                            (11)              

После подстановки получим:

                        m_n=(0,01…0,02)∙200= 2…4 (мм)

По ГОСТ 9563-60 принимаем m_n=2,5(мм).

2.4. Определим числа зубьев шестерни и колеса по формулам:

=                                                  (12)                                                = .                                                     (13)

 

 

Суммарное число зубьев:                                                         (14)

После подстановки получаем: 166,66667(мм)

 Для шестерни и колеса соответственно получим:

                         Z₁=40

Тогда принимаем Z₁=40.

                        Z₂=127

 2.5. Уточним передаточное число:

                                              U=                                                        (15) Подставив получим:           U=3,15

2.6. Уточним межосевое расстояние:

                           а_{ω = (  )}                                                    (16)

Подставив получим: а_ω= 250(мм)

2.7. Основные размеры зубчатой пары:

Определим делительные диаметры по формуле:

                        d=                                                            (17)

После подстановки для шестерни и колеса соответственно получим:

                        d₁=120 (мм)

                        d₂=380 (мм)

Определим внешние диаметры  окружности вершин зубьев шестерни и колеса по формуле:

                        d_a=d+2m_n.                                                           (18)

После подстановки для шестерни и колеса соответственно получим:

                        d_a1=126 (мм)

                        d_a2=386 (мм)

Ширину колеса и шестерни определим по формуле:

                        b₂=ψ_ba· a_ω;                                                            (19)

                        b₁= b₂+5 мм.                                                       (20)

После подстановки получим:

                        b₂=62,5 (мм)                                                                 

                        b₁= 67,5(мм)

Коэффициент ширины шестерни по отношению к диаметру определим по формуле:

                        y_bd= .                                                                              (21)       

После подстановки получим:

                        y_bd=0,56025

Среднюю окружную скорость определим по формуле:

                        ν= .                                                             (22

После подстановки получим:

                        ν=1,689083133 (м/с)

При такой скорости для прямозубыхзубых колес назначают 8-ю степень точности.

2.8. Проверим допустимое контактное напряжение, для этого по формуле [2] определим коэффициент нагрузки:

                        K_H=K_Hb∙K_Ha∙K_Hn,                                               (23)

где по таблице 3.5[2] при y_bd=0,956,симметричном расположении колеса и твердости HB<350 принимаем K_Hb=1,01; по таблице 3.4[2] для прямозубых колес K_Ha=1; при НВ<350 и n£5 м/с K_Hn=1,05.

После подстановки получим:

                        K_H=1,0605

Проверяем допустимое контактное напряжение по формуле:

                        σ_H= ≤[σ_H].                              (24)

После подстановки получим: σ_H=336,77

                          

Условие прочности выполнено.

2.9. Силы, действующие в зацеплении, определим по формулам:

окружную:

             F_t= ;                                                                  (25)

радиальную:

F_r= F_t∙tgα                                                (26)

                                                                                         

После подстановки получим:

                        F_t=3161,52389 (H)

 

                        =1150,794696 (H)

2.10. Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

                        σ_F= ≤ [σ_F]                           (27)

где - K_F- коэффициент нагрузки,определяем по формуле[2]:

                       K_F=K_Fb∙K_{F v} ,                                                          (28)

По таблице 3.7[2] при y_bd=0,956 симметричном расположении колес и твердости HB<350- K_Fb=1,0956. По таблице 3.8[8] при твердости HB<350, скорости n=4,51м/с и 8-й степени точности получим K_{F v} =1,45. После подстановки получим:

                        K_F= =1,588  

Y_F- коэффициент формы зуба, выбираемый в зависимости от эквивалентных чисел зубьев, определяемых по формуле:

                        z_ν=z                                                          (29)

После подстановки для шестерни и колеса соответственно получим:

                        z_ν1=  =23

                        z_ν2= =137

Эквивалентные числа зубьев соответственно равны Y_F1=3,976, Y_F2=3,60.

Допускаемые напряжения при проверке  иHBjljkljghgkjjktt

 

зубьев на выносливость по напряжениям изгиба определим по формуле:

                        [σ_F]= .                                                     (30)

где по таблице 3.9[2] для Стали 40X улучшенной при твердости HB<350, s^°_Flimb=1,8 HB. После подстановки для шестерни и колеса соответственно получим:

                        s^°_Flimb1=378 (МПа)

                        s^°_Flimb2=342 (МПа)

Коэффициент запаса [S_F] определим оп формуле:

                        [S_F]=[S_F]¢∙[S_F]¢¢;                                                 (31)

где [S_F]¢- коэффициент учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес [S_F]¢=1,75; [S_F]¢¢- коэффициент, учитывающий способ получения заготовок для зубчатых колес. Для поковок и штамповок [S_F]¢¢=1,0. После подстановки получим:

                        [S_F]=1,75∙1,0=1,75

После подстановки данных в формулу (30) получим:

                        [σ_F1]=216 (МПа)

                        [σ_F2]=195 (МПа)

Найдем отношение [σ_F]/ Y_F соответственно для шестерни и колеса:

                          57,90884718

                        = 54,06046236

Дальнейший расчет ведем для зубьев шестерни т.к. отношение [σ_F]/ Y_F для него меньше.

Подставив данные в формулу (26) получим:

                        σ_F =206 (МПа)

условие прочности зубьев выполняется т.к. 82,57 МПа < 277МПа.

 

 

Предварительный расчет валов.

 

3.1. Диаметры выходных концов ведущего и ведомого валов определим по формуле:

                        d₁≥ ,                                                       (32)

где [τ_K]-допускаемое напряжение на валу, Т – вращающий момент на валу.

 

3.2. Ведущий вал (рис.1.).

Для ведущего вала примем [τ_K]=20 МПа. После подстановки получим:

                        d_В1≥ ≈ 23,62 (мм)

Для того чтобы соединить ведущий вал с валом электродвигателя,

диаметр, которого по таблице 16.7.2 [1] d_ДВ=38 мм, при помощи МВУП по ГОСТ 21424-93 примем d_В1=33,9(мм),т.к.d_В1=0,75dдв.Принимаем диаметр под подшипники d_П1=34 (мм),диаметр уплотнительный =40(мм).

 

             Рисунок 1 – Конструкция ведущего вала

 

3.3. Ведомый вал.

Для ведомого вала примем [τ_K]=20 МПа. После подстановки получим:

                        d_В2≥ 53,46 (мм)

Примем диаметр выходного конца вала d_В2= 45 мм, диаметр уплотнительный =48(мм), под подшипники d_П2=50 мм, диаметр под колесо d_К2=55 мм.

 

 

           Рисунок 2 – Конструкция ведомого вала   

 

Уточненный расчет валов

 

10.1 Примем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по пульсирующему.

Учитывая, что ведущий вал-шестерня изготовлен из Стали 40X нормализованной, примем для изготовления ведомого вала аналогичный материал и вид термообработки. Предел выносливости при симметричном цикле изгиба определим по формуле:

 ,                                                     (56)     

где по таблице 3.3[1] для Стали 40X нормализованной σ_в=730. После подстановки получим:

                              σ_-1=0,43·730=313,9(МПа)

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений определим по формуле:

                                                                              (57)

После подстановки получим:                        

                        τ_-1=0,58·313,9=182,062(МПа)

10.2 Ведущий вал.   

 Исходные данные: , ,  =L₂ =54м.

10.2.1 Определяем реакции в горизонтальной плоскости YZ:

;                                               (58)

                   (61)

 

 

;                                                                (59)

                                                  (60)

Проверка:                           (61)

10.2.2 Определяем реакции в вертикальной плоскости XZ:

;                                                                 (62)

                     = 524                               (63) 

 ;                                                                (64)    

                                                       (65)

Проверка:                                  (66)   

10.2.3 Определяем изгибающий момент в плоскости YZ:

                                (67)

                                    (68)

 

 

10.2.4 Определяем изгибающий момент в плоскости XZ:

                                       (69)

                                          (70)

10.2.5 Строим эпюру крутящего момента(рисунок 5):

                                 

                         

 

 

 

10.3. Ведомый вал.

Исходные данные: , , L ₂ = 54м, мм.

10.3.1 Определяем реакции в горизонтальной плоскостиYz:

;                                                (71)

                                                   (72)

;                                                     (73)

                                                  (74)

Проверка:                           (75)

 

10.2.2 Определяем реакции в вертикальной плоскости XZ:

;                                                                 (76)

                     = 899,1(H)                               (77) 

 ;                                                                (78)    

                                                       (79)

Проверка:   

                                      

10.2.3 Определяем изгибающий момент в плоскости YZ:

                                    (80)

                                    (81)

 

10.2.4 Определяем изгибающий момент в плоскости XZ:

                                       (82)

                                         (83)

10.2.5 Строим эпюру крутящего момента(рисунок 6):

                                

 

 

10.3.6 Наиболее опасным является сечение вала под шестерней, т.к. в нем действуют максимальные изгибающие моменты M_xz и M_yz и через него передается крутящий момент Т₂=132·10³котрация напряжений так же вызвана наличием шпоночного паза. Изгибающий момент определим по формуле:

             М_и= ,                                                   (84)                           

После подстановки получим:

                        М_и= =55,7

Находим амплитуду изгибающих напряжений по формуле:

                                           ,                                                      (85)                        

где - момент сопротивления изгибу, определяется по формуле:                                                    

 

,                                        (86)                                 

где b-ширина шпоночного паза; d-диаметр вала; t₁-глубина шпоночного паза. После подстановки получим:

=  =5361мм³

После подстановки получим в формулу(92) получим:

 

                        =10,3МПа

 

Амплитуду и среднее напряжение цикла касательных напряжений определим по формуле:

     ,                                                                     (87)                                             

где Т – вращающий момент на валу;  - момент сопротивления кручению, определяется по формуле:                                                    

= ,                                                            (88)                             

 

После подстановки получим:

                        =  =11,6(мм³)

После подстановки в формулу(94) получим:

                        =5,6(МПа)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определим по формуле:

                                  ,  (89)                                        

После подстановки получим:

                        ; т.к.

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям по формуле: 

,    (90)                                            где  предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений, по формуле (57)  (МПа).Подставив значения получим:                                             

 

                               

Результирующий коэффициент запаса прочности сечения определим по формуле:

,                                                                     (91)       

 После подстановки получим:

                            

На основе рекомендаций [1] принимаем [S]=2,5...3,0. Условие прочности выполнено. Такое большое значение коэффициента запаса прочности позволяет не определять его в остальных сечениях.

 

Технология сборки редуктора

 Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов.

 На ведущий вал устанавливаем мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 ºС.

 Собранный узел ведущего вала устанавливаем в крышку редуктора.

 В ведомый вал закладываем шпонку 18×11×80мм и напрессовываем зубчатое колесо, до упора в бурт вала, затем надеваем распорную втулку и мазеудерживающие кольца и устанавливаем шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

 Собранный узел ведомого вала укладываем в корпус редуктора и надеваем крышку корпуса редуктора, покрывая предварительно поверхности стыка фланцев спиртовым лаком.

 Для центрировки крышку устанавливаем на корпус с помощью двух конических штифтов и затягиваем болты.

Закладываем в подшипниковые сквозные крышки резиновые манжеты и устанавливаем крышки с прокладками.

 Регулировку подшипников производим набором тонких металлических прокладок, устанавливаемых под фланцы крышек подшипников.

Прикручиваем к корпусу крышки подшипниковых узлов.

 Затем ввертываем пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

 Заливаем в корпус масло и закрываем смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона.

 Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническим условиями.

 

 

 

Подбор муфты

Для соединения вала электродвигателя и ведущего вала используем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП ГОСТ21424-75. Муфту подбираем в зависимости от условий работы, диаметров соединяемых валов и величины расчетного крутящего момента.

 Расчетный крутящий момент определим по формуле

 

                       T kT р ном = £ [T ]                                                       (86)

                  

 Расчётный крутящий момент равен

 

Tр = 1,5 × 28,51 = 42,76 р T (Н∙м)

 

 Для муфты соединяющей валы диаметром 24 мм и 28мм, [Т] = 130Н∙м. Проверим резиновые втулки на смятие поверхностей их соприкосновения по формуле

                Gcm=2Tр/D1*z*dв*lв                      (87)

 где D1 – диаметр окружности расположения пальцев

z – число пальцев dв – диаметр втулки

 lв – длина втулки D1 = 84 мм, z = 4,

 Dв = 27мм, lв = 28 мм (табл. К22, [2]).

 

 После подстановки получим

 

              Gcm=2*42,7*10³/84*4*27*28=0,337(МПа)

 

(МПа) Допускаемое напряжение смятия для резины [ ] = 2 см s МПа. Условие выполнено.

 

                                

                                         Список литературы

 1. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных техникумов / С.А. Чернавский, [и др.]; С.А. Чернавский. – М: Машиностроение, 1987. – 414 с.

2. Самосенко С.Н.,Смелый В.В., Детали машин и основы конструирования:учебное пособие по курсовому проектированию в 3-х частях/ С.Н.Самосенко, [и др.]; С.Н.Самосенко. – Красноярск: КрИЖТ ИрГУПС, 2013. – 353 с.

 3. Курмаз. Л.В., Детали машин. Проектирование: Учебное пособие Мн.: УП «Технопринт» 2002. – 2-е изд. 290с.

4. Устюгов, И.И. Детали машин: учебное пособие для учащихся техникумов / И.И. Устюгов.-М: Высш. школа, 1981-399с.

5. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие / А.Е. Шейнблит. – М: Высш. школа. 1991. – 432 с. 6. Стандарт колледжа СТК 11.4. Правила оформления дипломных, курсовых проектов, а также иных текстовых документов.

 

Введение

 

Машиностроение является базой механического перевооружения всего общественного производства. От развития машиностроения зависят масштабы и темпы внедрения современного прогрессивного оборудования, уровень механизации и авторизации производства во всех отраслях промышленности, сельского хозяйства, транспорта.

В народном хозяйстве машиностроение занимает ведущее положение. Об этом можно судить по непрерывно увеличивающемуся удельному весу этой отрасли в промышленности.

Возникновение машиностроения как самостоятельной отрасли и его отраслевая дифференциация непосредственно связаны с общественным разделением труда. Под воздействием частого разделения труда в машиностроении постоянно создаются новые отрасли.

Современное машиностроение представляет собой множество взаимосвязанных отраслей и производств. То или иное производство становится обособленной отраслью машиностроения при наличии определенных технико-экономических предпосылок.

В настоящее время отрасли машиностроения объединены в единый машиностроительный комплекс, который включает в себя девятнадцать крупных отраслей и около ста специализированных отраслей, подотраслей и производств.

Машиностроительному комплексу принадлежит главная роль в осуществлении научно-технической революции. Массовое изготовление техники новых поколений, способной дать многократное повышение производительности труда, открыть путь к автоматизации всех стадий производства, требует существенных структурных видов.

В период до 2000 года было намечено в первоочерёдном порядке провести коренную реконструкцию машиностроительного комплекса, прежде всего станкостроения, производства вычислительной техники, приборостроения, электротехнической и электронной промышленности. Для этого периода характерны прогрессивные структурные сдвиги не только между отраслями машиностроения, но и внутри каждой отрасли.

Темпы развития отраслей и изменения в межотраслевых связях машиностроения определяются в первую очередь теми задачами, которые ставятся в области механизации и автоматизации производства, развития энергетического хозяйства, электрификации и химизации. В настоящее время ещё велика доля рабочих, занятых ручным трудом в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве. Намечено ускорить темпы комплексной механизации производства, особенно механизации вспомогательных, транспортных и складских операций, производственных процессов в сельском хозяйстве.

Таким образом, главное направление структурных сдвигов в народном хозяйстве, в том числе и в машиностроительном комплексе, связано с

Выбор электродвигателя.

Кинематический расчет

1.1. Определяем общий КПД редуктора по формуле:

 

                               h = h_пер ∙ h_n^m ,                                                            (1)

где h _пер - КПД передачи; h _n - КПД учитывающий потери на трение в одной паре подшипников качения; m – число пар подшипников в редукторе.

После подстановки получим:

                                        0,937

 

1.2. Определяем необходимую мощность электродвигателя по

формуле:

                        P_тр= ,                                                               (2)