Кинематическая схема привода. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт. Вычисление зубчатых передач редуктора и валов. Размеры элементов корпуса и крышки редуктора. Подбор и проверка прочности шпонок и подшипников качения. Система смазки редуктора.
Аннотация к работе
Рассчитать и спроектировать привод с одноступенчатым цилиндрическим прямозубым редуктором по следующим данным: мощность на ведомом валу Р2 = 4,2 КВТ;Передаточное число редуктора определяется отношением номинальной частоты вращения электродвигателя n1 к частоте вращения ведомого вала при номинальной нагрузке: Передаточное число одноступенчатого редуктора принимаем согласно ГОСТ 21426 - 75 (табл. Принимаем материал колеса сталь 40 - улучшенная, для шестерни сталь 40Х - улучшенная, по табл.2.1 определяем: Для колеса - НВ=200; ?в=700 МПА; ?т=400 МПА; ?-1=300 МПА; KFL - коэффициент долговечности; KFC - коэффициент реверсивности, учитывающий характер изменения напряжений, для нереверсивных передач KFC =1, для реверсивных передач KFC = 0,75; SF = 1,75 - коэффициент безопасности. где NF0= 5 • 106 - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости. Рассчитаем допускаемые напряжения на изгиб для шестерни: ?F01= 1,8 HB=1,8·250=450 , Рассчитаем допускаемые напряжения на изгиб для колеса: ?F02= 1,8 HB=1,8·200=360 , Межосевое расстояние из условия контактной прочности [9, с.10], мм Межосевое расстояние определяют из условия контактной прочности, мм где (Н-мм) - крутящий момент на ведомом валу одноступенчатого редуктора, n=2 для одноступенчатого редуктора; Р2 = Р1 ?0 - мощность на ведомом валу, КВТ; Кн - коэффициент расчетной нагрузки, предварительно принимают Кн =1,2...Рекомендуется применять валы из термически обработанных среднеуглеродистых или низколегированных качественных сталей 35, 40, 45 или низколегированных сталей 40Х, 40ХН, 45Х. В качестве материала валов назначаем СТАЛЬ45; улучшение; 230 HB; ?v=780 МПА; ?T=540 МПА; ?-1=335 МПА [9,с.9]. Расчетный диаметр соответствующего участка вала определяется по формуле где Т крутящий момент на рассматриваемом валу, Диаметры остальных участков вала назначают по конструктивным соображениям с учетом удобства посадки на вал зубчатых колес, подшипников и т.д. Диаметр под уплотнение крышки с отверстием: d1’ = d1 (1…4), мм, в проектируемом редукторе применяем манжетные (резиновые) уплотнения, поэтому полученное значение диаметра d1’ необходимо округлить до ближайшего стандартного значения внутреннего диаметра манжеты d1’ =24 4=28 мм (см. табл.П.1, П.2). Диаметр под подшипник: d1’’ = d1’ (1…4), (мм), полученное значение необходимо округляю до ближайшего стандартного значения диаметра внутреннего кольца подшипника d1’’ = 28 2=30 мм (см. табл.П.З).Корпус и крышку редуктора предполагаю отливать из серого чугуна марки не ниже СЧ15. Форма корпуса и крышки определяется технологическими, эксплуатационными и эстетическими условиями с учетом прочности и жесткости. Габаритные размеры корпусных деталей (корпуса и крышки) определяются размерами находящейся в корпусе редукторной пары и кинематической схемой редуктора. Для повышения жесткости при одновременном снижении массы корпус снабжается ребрами жесткости. Принимаем толщину стенки корпуса равной 8 мм. ?1 = 0,02 • а? 1, (5.2) где ?1 - толщина стенки крышки редуктора. ?1 = 0,02•125 1 = 3,5 (мм).Размеры поперечного сечения шпонки b, h мм, а также глубину паза на валу t1 и в ступице t2 назначают в зависимости от диаметра вала в месте установки шпонки. Номинальную длину l шпонки выбирают из стандартного ряда в соответствии с длиной ступицы (шириной), сидящей на валу детали. Проверочным расчетом на прочность является расчет по напряжениям смятия где T - крутящий момент на рассматриваемом валу Н*мм; z - число шпонок в рассматриваемом месте; Ориентируясь на длину выходного конца вала L = 50 мм из табл. Ориентируясь на длину выходного конца вала L = 80 [6, с.При частоте вращения подшипников n > 1000 об/мин их подбирают по динамической грузоподъемности. Подбор осуществляется сравнением расчетной динамической грузоподъемности Ср с базовой C по условию: Ср ? C. Под базовой динамической грузоподъемностью подшипника C понимается постоянная радиальная нагрузка, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности, составляющей 106 оборотов внутреннего кольца. Расчетная динамическая грузоподъемность подшипника Ср определяется по формуле где Q - эквивалентная динамическая нагрузка, Н; n - число оборотов вала, об/мин; Lh-долговечность (ресурс) привода, ч; m - показатель степени (для шариковых подшипников m = 3). Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник: где Fr, Fa - радиальная и осевая силы соответственно;H, X, Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок; V - коэффициент вращения при вращающемся внутреннем кольце; КБ - коэффициент безопасности; КТ - температурный коэффициент.Уточненный расчет валов на выносливость выполняется при учете совместного действия кручения и изгиба. В расчете учитываются разновидности циклов напряжений изгиба и кручения, усталостные характеристики материалов, размеры, форма и состояние поверхности вала. В практике расчетные коэффициенты запаса выносливости определяются для всех опасных сечений каждого вала. Ниже приводится расчет общего коэффициента запаса выносливости для опасн
План
Содержание
1. Задание
2. Кинематическая схема привода
3. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
4. Расчет зубчатых передач редуктора
5. Проектный расчет валов на прочность
6. Конструктивные расчеты зубчатых колес
7. Размеры элементов корпуса и крышки редуктора. Эскизная компоновка
8. Подбор и проверка прочности шпонок
9. Подбор подшипников качения
10. Уточненный расчет валов на выносливость
11.Посадки зубчатых колес, подшипников и т. д.
12. Система смазки редуктора
13. Выбор муфты и проверка ее деталей на прочность
Библиографический список
1. Задание
Вариант 42.
Тема проекта:
Список литературы
1. Анфимов М.И. Редукторы. Конструкции и расчет. Альбом. Изд. 3-е, перераб. и доп. М., «Машиностроение»,1972.