Разработка технологического процесса механической обработки кондуктора, промышленные машиностроительные предприятия как область его практического применения. Кинематический и силовой расчет привода. Расчет передач, валов, шпоночных соединений и муфт.
Аннотация к работе
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ Дата регистрации работы на кафедре Тема: "Проектирование привода с коническим редуктором и наклонной ременной передачей" Цель работы: разработать технологический процесс механической обработки кондуктора. Автор подтверждает, что приведенный в работе расчетно-аналитический материал правильно и объективно отражает состояние исследуемого процесса, а все заимствованные из литературных и других источников теоретические, методологические и методические положения и концепции сопровождаются ссылками на их авторов.Выполнение проекта следует начинать с выбора электродвигателя, для чего надо определить требуемую для привода мощность. Требуемую мощность электродвигателя находят с учетом потерь, возникающих в приводе: где - мощность на ведомом валу привода (КВТ); коэффициент полезного действия привода. где - коэффициент полезного действия конической зубчатой передачи; - коэффициент полезного действия ременной передачи. Номинальная мощность частотой вращения вала: Уточняем передаточные числа, где - передаточное число для конической зубчатой передачиИсходные данные для расчета: а) частота вращения шестерни n1= NII=388об/мин;Принимаем вариант термообработки (Т.о.): а) Т.о. шестерни - улучшение, твердость поверхности 269.302 НВ; Предел контактной выносливости поверхности зубьев , соответствующий базовому числу циклов напряжений: а) для шестерни (т. о улучшение): В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения [?н] при расчете прямозубой конической передачи на контактную усталость принимается минимальное напряжение из и . 19] в зависимости от расположения зубчатых колес относительно опор и твердости рабочих поверхностей зубьев указывается диапазон рекомендуемых значений . Зададимся коэффициентом , учитывающий влияние вида зубьев конической передачи при расчете на контактную усталость. По значению определяем число зубьев шестерни: Тогда число зубьев шестерни .Диаметр заготовки и наибольшую из величин и сравниваем с предельными СООТВЕТСТВЕННОDПРЕД и Sпред для принятого вида термообработки и выбираем материал для изготовления зубчатых колес: а) для шестерни при Т.о. улучшение для твердости поверхности 269.302 НВ для стали 40Х: б) для колеса при Т.о. улучшение для твердости поверхности 235.362 НВ для стали 40Х: 8. Окружная скорость ? (м/с) шестерни или колеса в полюсе зацепления одинакова и может быть определена: Исходя из ?=5,16 м/с для прямозубых конических передач выбираем 7-ю степень точности по таблице 1П.15, при которой допускается окружная скорость зубчатых колес до 8 м/с. КН-коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку и неравномерность распределения нагрузки и между зубьями и по ширине венца; KHN --коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении при расчете на контактную прочность поверхности зубьев. Цель данного расчета - проверка статической прочности зубьев при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке), не учтенной при расчете на сопротивление контактной усталости.По номограмме, приведенной в табл.1П.35 [1], в зависимости от мощности и частоты вращения выбираем клиновой ремень нормального сечения D и узкого сечения SPA. В целях повышения срока службы ремней рекомендуется применять ведущие шкивы с диаметром dp1больше dp1min на 1.2 размера из стандартного ряда. Принимаем стандартные значения dp2: для сечения ремня Ddp2= 710 мм; для сечения ремня SPADP2=250 мм. Исходя из принимаем стандартное значение: для сечения ремня D-l= 3039,4 мм, для сечения ремня SPA-l= 1072 мм. Для сечения ремня D: После уточнения а в обязательном порядке проводится проверка: Для сечения ремня SPA (T= 10 мм): Выше записанное условие выполняется как для сечения ремня D, так и для сечения ремня SPA.Принимаем материал вала сталь 40ХН. Из расчета на кручение получим диаметр выходного конца вала: Принимаем . Диаметр под уплотнение должен отличаться на мм - по [4] таблица 2 - от диаметра выходного конца вала. Принимаем для возможности использования в качестве уплотнения манжеты армированной по ГОСТ 8752-79. Диаметр под подшипник, исходя из рекомендаций, .В зависимости от диаметра вала d=32 мм в соответствии с ГОСТ 23360-78 подобрали призматическую шпонку 10 8.В зависимости от диаметра вала d=42 мм в соответствии с ГОСТ 23360-78 подобрали призматическую шпонку 12 8, .В зависимости от диаметра вала d=38 мм в соответствии с ГОСТ 23360-78 подобрали призматическую шпонку 10 8, .Принимаем подшипник 7210. 5.1.5 Находим осевые составляющие S1 и S2: 5.1.6 Определяем расчетные осевые силы на подшипник. Так как подшипники в опорах установлены одинаковые, то считаем для самого нагруженного (опора "В"). 5.1.8 Сравниваем e’ с егост. следовательно не надо учитывать осевую нагрузку, действующую на подшипник. 5.1.9 Определяем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника: где n - частота вращения кольца рассчитываемого подшипника, мин-1;5.2.1 Выбираем типоразмер подшипника в соответствии с данными [3] таблицы 9 стр.49 и диаметром вала в месте их установки.
План
Содержание
1. Кинематический и силовой расчет привода
2. Расчет передач
2.1 Расчет прямозубой конической передачи
2.1.1 Проектный расчет
2.1.2 Проверочный расчет
2.2 Расчет клиноременной передачи
3. Расчет и конструирование валов
4. Расчет шпоночных соединений
4.1 Шпоночное соединение вала быстроходного со шкивом клиноременной передачи
4.2 Шпоночное соединение тихоходного вала с колесом
4.3 Шпоночное соединение тихоходного вала со звездочкой