ТОП 10:

Конструирование элементов зубчатой передачи.



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 hпер - КПД передачи; hn - 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 nдв = 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:

                        [σн]= ,                                                 (8)

где σhlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов определяемый по формуле (9); KHl коэффициент долговечности; Sн - коэффициент запаса.

 (9)

При длительной эксплуатации коэффициент долговечности KHl =1;

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

                        [σн1] =426 (МПа)

                        [σн2] =391 (МПа)

Принимаем допускаемое контактное напряженине:

391 (МПа)

2.2. Межосевое расстояние определим по формуле:

                       аω=ka∙(u+1)∙ =250,8                          (10)

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

 

2.3. Нормальный модуль зацепления определим по формуле:

                        mn=(0,01…0,02) аω.                                           (11)              

После подстановки получим:

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

По ГОСТ 9563-60 принимаем mn=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:

                           аω = (  )                                                   (16)

Подставив получим: аω=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:

                        da=d+2mn.                                                           (18)

После подстановки для шестерни и колеса соответственно получим:

                        da1=126 (мм)

                        da2=386 (мм)

Ширину колеса и шестерни определим по формуле:

                        b2ba·aω;                                                            (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:

                        ybd= .                                                                              (21)       

После подстановки получим:

                        ybd=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:

                        KH=KHb∙KHa∙KHn,                                               (23)

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

После подстановки получим:

                        KH=1,0605

Проверяем допустимое контактное напряжение по формуле:

                        σH= ≤[σH].                              (24)

После подстановки получим: σH=336,77

                          

Условие прочности выполнено.

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

окружную:

             Ft= ;                                                                  (25)

радиальную:

Fr= Ft∙tgα                                                (26)

                                                                                         

После подстановки получим:

                        Ft=3161,52389 (H)

 

                        =1150,794696 (H)

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

                        σF= ≤ [σF]                           (27)

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

                       KF=KFb∙KFv,                                                          (28)

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

                        KF= =1,588  

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

                        zν=z                                                          (29)

После подстановки для шестерни и колеса соответственно получим:

                        zν1=  =23

                        zν2= =137

Эквивалентные числа зубьев соответственно равны YF1=3,976, YF2=3,60.

Допускаемые напряжения при проверке  иHBjljkljghgkjjktt

 

зубьев на выносливость по напряжениям изгиба определим по формуле:

                        [σF]= .                                                     (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 [SF] определим оп формуле:

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

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

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

После подстановки данных в формулу (30) получим:

                        [σF1]=216 (МПа)

                        [σF2]=195 (МПа)

Найдем отношение [σF]/ YF соответственно для шестерни и колеса:

                          57,90884718

                        = 54,06046236

Дальнейший расчет ведем для зубьев шестерни т.к. отношение [σF]/ YF для него меньше.

Подставив данные в формулу (26) получим:

                        σF =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 [τK]-допускаемое напряжение на валу, Т – вращающий момент на валу.

 

3.2. Ведущий вал (рис.1.).

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

                        dВ1 ≈ 34 (мм)

Для того чтобы соединить ведущий вал с валом электродвигателя,

диаметр, которого по таблице 16.7.2 [1] dДВ=38 мм, при помощи МВУП по ГОСТ 21424-93 примем dВ1=33,9(мм),т.к.dВ1=0,75dдв.Принимаем диаметр под подшипники dП1=34 (мм),диаметр уплотнительный =40(мм).

 

             Рисунок 1 – Конструкция ведущего вала

 

3.3. Ведомый вал.

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

                        dВ2≥ 53,46 (мм)

Примем диаметр выходного конца вала dВ2= 55 мм, диаметр уплотнительный =60(мм), под подшипники dП2=65 мм, диаметр под колесо dК2=70 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 σв=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.   

 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 Mxz и Myz и через него передается крутящий момент Т2=132·103котрация напряжений так же вызвана наличием шпоночного паза. Изгибающий момент определим по формуле:

             Ми= ,                                                   ( 84 )                           

После подстановки получим:

                        Ми= =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 = hпер ∙ hnm ,                                                            (1)

где hпер - КПД передачи; hn - 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)                                                          







Последнее изменение этой страницы: 2019-08-19; 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 - 18.205.60.226 (0.062 с.)