Технический уровень всех отраслей народного хозяйства тесно связан и в значительной степени определяется уровнем развития машиностроения. Уделяется внимание усовершенствованию и развитию конструкций современных машин, указываются направления и требования, которые необходимо учитывать при проектировании новых машин и механизмов. Проектируемые машины и механизмы должны иметь наиболее высокие эксплуатационные показатели (производительность, КПД), небольшой расход энергии и эксплуатационных материалов при наименьшей массе и габаритах, высокую надежность. Привод машины или механизма - система, состоящая из двигателя и связанных с ним устройств для приведения в движение рабочих органов машины. При проектировании привода производят кинематические расчеты, определяют силы, действующие на детали и звенья сборочных единиц, выполняют расчеты изделия на прочность, решают вопросы, связанные с выбором материала и наиболее технологических форм деталей, освещаются вопросы сборки и разборки отдельных сборочных единиц и привода в целом.Подставим полученные значения в формулу : об/мин. Ориентировочное значение передаточного числа привода на основании рекомендаций, представленных в табл.1 Разобьем передаточное число редуктора по ступеням по табл.2(1), откуда для тихоходной передачи , для быстроходной передачи . Потребная мощность двигателя: Согласно ГОСТ 19533-81, выбираем электродвигатель мощностью с частотой вращения вала, близкой к Параметры двигателя .Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость определяются отдельно для зубьев шестерни по выражению: , где - предел контактной выносливости, соответствующий эквивалентному числу циклов перемен напряжений, МПА; - коэффициент безопасности (табл.9, [1]); - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости рабочих поверхностей зубьев (при мм, =1, при =0,93 при Ra=40мкм =0,9); коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости. Предел контактной выносливости: , где - предел контактной выносливости, соответствующий общему числу циклов перемен напряжений, МПА; Допускаемое контактное напряжение: В качестве допустимого контактного напряжения, учитывая большую разницу средних твердостей поверхностей зубьев их колес, принимаем меньшее из двух полученных по зависимостям: Принимаем Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба и , которые определяются по выражению: , где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемен напряжений, МПА;Вспомогательный коэффициент определяется по вспомогательному параметру , который отражает зависимость рабочей ширины зацепления относительно диаметра шестерни , тогда . Для передач 6-8-й степени точности рекомендуется принимать для косозубой передачи =1,08. Определим контактное напряжение при действии максимальной нагрузки по формуле: , где - максимальный пусковой момент из графика нагрузки, . Проведем корректировку угла наклона зубьев в связи с выбором стандартного модуля: Рабочая ширина зацепления: Проверим зубья для предотвращения усталостного излома. По табл. определяем коэффициент формы зуба и в зависимости от Z1 и Z2. для косозубой передачи находим по эквивалентному числу: , мм; мм;Принимаем число зубьев шестерни Z3=22. Вспомогательный коэффициент определяется по вспомогательному параметру , который отражает зависимость рабочей ширины зацепления относительно диаметра шестерни , тогда: . Вспомогательный параметр определяется по таблице Диаметры делительных окружностей: Диаметры вершин зубьев: Диаметры окружностей впадин: Межосевое расстояние: Определяем наиболее слабый элемент передачи по минимальному соотношению: Наиболее слабым элементом передачи является шестерня на валу №1 редуктора. Для наиболее слабого элемента определяем напряжения изгиба, действующего в ножке зуба: Проведем сравнение: - условие выполняется.Вал 1: Вал 2: Вал 3: Вал 4: Вал 5:После отработки компоновки производится проектировочный расчет диаметров валов по приведенному моменту, т.е. с учетом изгибающих моментов. Проверка окончательной конструкции проводится в форме проверочного расчета по коэффициентам запаса выносливости в опасных сечениях. От силы Ft: От силы суммы сил Fr и Fx : Суммарный изгибающий момент: Приведенный момент: Диаметр вала в опасном сечении: Диаметр вала выходящего из редуктора: Определяем опорные реакции: Вал 2. От силы Ft: От силы суммы сил Fr и Fx : Суммарный изгибающий момент: Приведенный момент: Диаметр вала в опасном сечении: Определяем опорные реакции: Вал 3. Диаметр вала в опасном сечении: Диаметр вала под муфту: Определяем опорные реакции: Вал 5.Подшипники скольжения также выбираются по диаметру вала и проверяются по удельной нагрузке и удельной работе сил трения. особые требования к подшипнику, вытекающие из условий его эксплуатации (самоустанавливаемость, способность обеспечить осевое перемещение вала, условие монтажа); Выбираем типоразмер подшипника качения в зависимости от характера нагрузки и диаметра вала. Рас
План
СОДЕРЖАНИЕ
ВВЕДЕНИЕ
1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
2. ВЫБОР МАТЕРИАЛА И ТЕРМООБРАБОТКИ
3. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРА
4. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
5. КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
6. РАСЧЕТ ВАЛОВ ПРИВОДА
7. КОНСТРУИРОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ
8. ВЫБОР КРЫШЕК ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ
9. ВЫБОР МАНЖЕТ
10. КОНСТРУИРОВАНИЕ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
11. ВЫБОР МУФТЫ
12. СИСТЕМА СМАЗКИ РЕДУКТОРА
13. КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ
14. ПЛИТА И РАМА
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
Вы можете ЗАГРУЗИТЬ и ПОВЫСИТЬ уникальность своей работы
