Добавил:

Uman Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Московский государственный технический университет им. H.Э.Баумана

Предмет:

Детали машин и основы конструирования

Файл:

06 семестр / Разное / Разная полезность / Записки / ver1 / OPMIISER.DOC

Источник:

https://studizba.com

Скачиваний:

Добавлен:

04.03.2014

Размер:

2.95 Mб

Скачать

☆

1 / 41 2 3 4 > Следующая >>>

Содержание

1. Задание на проект.................………………………………………. Подготовка исходных данных для расчета редуктора на ЭВМ

и выбор электродвигателя………………………………………….

Расчет двухступенчатого цилиндрического редуктора............…

3.1 Расчет зубчатых передач …………………………….…...

4. Определение диаметров валов……………………………………

5. Расчет соединений…………………………………………………

Шпоночные соединения.............………………………….

Расчет валов и подшипников качения……………................…..

6.1 Определение сил реакций в опорах валов…………………

6.1.1 Тихоходный вал редуктора………………………..

6.1.2 Промежуточный вал редуктора……………………

6.1.3 Быстроходный вал редуктора……………………..

6.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов....…

6.3. Расчет валов на прочность по эквивалентным напряжениям

и на статическую прочность ................................………..

6.4 Расчет подшипников....................…………………………..

7. Выбор смазочного материала и способа смазывания.....

8. Расчет муфты….............................………………………………..

9. Расчет приводного вала…………………………………………...

9.1 Определение сил реакций в опорах вала……………….….

9.2 Подбор подшипников………………………………………

10. Список использованной литературы...........………………………

2. Подготовка исходных данных для расчета

редуктора на ЭВМ и выбор электродвигателя

Номинальный вращающий момент на приводном валу транспортера :

;

Номинальный вращающий момент на тихоходном валу редуктора при наличии упругой муфты :

;

Частота вращения приводного вала :

Частота вращения тихоходного вала редуктора :

Номинальная мощность на тихоходном валу редуктора :

кВт;

Потребляемая мощность асинхронного электродвигателя:

где -общий КПД привода;

-ориентировочное значение КПД редуктора;

- КПД упругой муфты;

- КПД пары подшипников приводного вала;

Максимальное передаточное число двухступенчатого редуктора:

Максимально возможная частота вращения вала электродвигателя при наличии упругой муфты :

Исходя из условия принимаем

И из условия выбираем двигатель мощностью 4 кВт;

Таким образом, окончательно выбираем следующий электродвигатель :

- синхронная частота вращения вала ЭД;

Передаточное число редуктора :

3.Расчет цилиндрического двухступенчатого редуктора

Расчет редуктора был проведен с помощью ЭВМ. При проектировании двухступенчатого редуктора необходимо решить вопрос о распределении известного общего передаточного числа uред между быстроходной uБ и тихоходной uт ступенями редуктора (uред=uБ*uт).Поэтому в программе предусматривается проведение расчетов при различных отношения uБ/uт. В программе также варьируется термообработка колес, которая очень существенно влияет на массу редуктора и его стоимость.

По рассчитанным данным ищется оптимальный вариант конструкции, учитывающий минимальную массу редуктора, минимальную стоимость и габариты. Также необходимо учитывать следующие требования : диаметр шестерни быстроходной ступени не должен снижать жесткость вала; возможность размещения в корпусе подшипников валов быстроходной и тихоходной ступеней ; при этом между подшипниками должен размещаться болт крепления крышки и корпуса редуктора; зубчатое колесо быстроходной ступени не должно задевать за тихоходный вал; зубчатые колеса обоих ступеней должны погружаться в масляную ванну примерно на одинаковую глубину.

В приложении 1 приведены данные для расчета и полученные результаты и по ним построены графики зависимости стоимости, массы редуктора и межосевого расстояния в зависимости от способа термообработки и соотношения передаточных чисел ступеней . Исходя из выше указанных требований, мной был выдран следующий вариант :

Вариант № 15 табл.1

тверд. Колес

HRC1

Тверд. Колес HRC2

UБ/UТ

Bw/Aw

Межосевое расстояние, мм

Диаметр впадин быстроход. шестерни, мм

Масса

Редуктора ,

Кг

масса колес ,

кг

Диаметр вершин колес тихоход.

Диаметр вершин колес быстр.

Суммарная цена привода, руб.

49.0

28.5

1.3

0.31

140

35.82

73.59

14.58

249.07

231.55

156.00

Результаты расчета параметров зубчатых колес и сил в зацеплении приведен в приложении 1.

3.1. Расчет зубчатых передач

3.1.1. Выбор материалов и вида термической обработки

Исходя из выбранного варианта имеем :

HRC1 49.0

HRC2 28.5

Марка материала : Сталь 45ГОСТ 4543-71

Вид термообработки :

1, 2 – улучшение

3.1.2. Определение допускаемых напряжений и размеров передачи

Расчет передачи производится по допускаемым напряжениям :

соответствующим длительной контактной и изгибной выносливостям

_Hlim,_Flim– пределы выносливости

S_F, S_H– коэффициенты безопасности

Значения[]_н и[]_Fвычисляются по формулам :

для термообработки – улучшения

причем []_H= min {[]_H1, []_H2}

Для определения коэффициента безопасности по контактным напряжениям:

S_H= S_HminS_HAS_HB

N_HE= 60nt__H

где n –частота вращения колеса

t_– число часов работы передачи

_H– число входов в зацепление зуба за один оборот колеса

, но 2.4

Коэффициент K_HLучитывает возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих передач.

Для определения коэффициента безопасности по напряжениям изгиба :

N_FE= N_K_F

S_F= S_FminS_F_S_FD

Определение a_W– межосевого расстояния

,где T₁=Т_Э

, где

К_а= 4300 для косозубых передач

К_Н_– коэффициент концентрации нагрузки

_ba’= b2/a_W

_ba = b2/a1=0.5_ba(U+1)=1 , где a₁=2a_W/(U+1)

K_H_’=K_HVK_H_K_H_

где K_HV= f(V)

K_H_= f(_ba)

Ширина колес определяется по формуле :

b2=_baa_W

Ширина шестерни : b1 = b2+(2..4)

Определение нормального модуля

Ориентировочно определяют

m= b2/17 , где 17 – минимальное число зубьев из условия неподрезания зуба при нарезании без колеса без смещения

Уточняют расчет

находим m

Определение угла наклона зубьев , чисел зубьев колеса (Z₂) шестерни (Z₁) и настоящего передаточного отношения (U)

Из условий :

b2tg  > m/cos 

sin  > m/b₂

Получаем :

sin _min  4m/b₂

Суммарное число зубьев :

Z_= 2a_w/m_t=2a_Wcos / m

Окончательно получаем :

 = arccos(Z_m/2a_W)

Определяем :

Z₁= Z_/(U+1)

Z₂= Z_- Z₁

U=Z₂/Z₁

Определение диаметров колес :

d₁= Z₁m_t

делительные диаметры колеса и шестерни

d₂= Z₂m_t

d_a1,2= d_1,2+2(1+x_1,2-y)m – диаметры вершин

d_f1,2= d_1,2-2(1.25 - x_1,2)m – диаметры впадин

где x_1,2–коэффициенты смещения шестерни и колеса

y= -(a_w-a)m –коэффициент воспринимаемого смещения

3.1.2.1 Силы в зацеплении

F_t= 2T₂/d₂– окружная сила на делительном диаметре колеса

F_r= F_ttg /cos  – радиальная сила

F_a= F_ttg – осевая сила

3.1.3. Критерии работоспособности зубчатых передач

Зуб находится в сложном напряженном состоянии . Решающее влияние на его работоспособность оказывают два основных вида напряжений : контактные напряжения _Hи напряжения изгиба_F. Они изменяются по времени по некоторому прерывистому циклу. Переменные напряжения являются причиной усталостного разрушения зубьев, поломки зубьев от напряжений изгиба и выкрашивание поверхности зубьев от контактных напряжений .

4. Определение диаметров валов

а) Быстроходный вал :