Выбор электродвигателя и кинематический расчёт цепной и зубчатой цилиндрической передачи. Технология сборки редуктора. Расчёт валов, проверка прочности шпоночных соединений и подшипников. Оценка размеров корпуса редуктора. Определение реакций в опорах.
Аннотация к работе
ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ Государственное общеобразовательное учреждение высшего профессионального образования Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине “Детали машин”С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения изза отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями. редуктор передача подшипник электродвигатель1.1[1] примем следующие значения КПД: для цепной передачи: 1 = 0,93 для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: 2 = 0,97 для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: 3 = 0,97 Требуемую частоту вращения вала электродвигателя вычислим, подставляя в формулу для средние значения передаточных чисел из рекомендуемоro диапазона для цепной и двух зубчатых передач (табл. В таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 132M6, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин, с параметрами: Рдвиг.=7.5 КВТ. По формулам из таблицы 1.3[2] для двухступенчатого редуктора для тихоходной передачи получаем передаточное число: U3 = 0.8 x = 0.8 x = 2.9 Рассчитанные частоты вращения валов приведены ниже: Вал 1-й n1 = nдвиг = 960 об./мин.ZN = , где NHG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твердости поверхности зубьев: NHG = 30 x HBCP2.4 12 x 107 ZR = 1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев. Zv - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости: Zv = 1…1,15 . YR = 1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями. 2.6[2]); KH? коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников.Расчетное значение контактного напряжения: H = []H где Z = 9600 - для прямозубой передачи.Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведенного числа зубьев zv и коэффициента смещения. Значение коэффициента Y, учитывающего угол наклона зуба, вычисляют по формуле: Y = 1 - = 1 - = 1 Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания: mmax = = 3,85 мм. Здесь коэффициент KFV = 1,48 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. KF = KHO = 1,18 - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.Расчетное значение контактного напряжения: H = []H где Z = 9600 - для прямозубой передачи.Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведенного числа зубьев zv и коэффициента смещения.Предварительный расчет валов проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Диаметр вала при допускаемом напряжении [к] = 20 Мпа вычисляем по формуле 8.16[1]: dв Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 20 мм.Под подшипники выбираем диаметр вала: 60 мм.Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1]. см = =87 Мпа [см] где Т = 748 Нхм - момент на валу; dвала = 50 мм - диаметр вала; h = 10 мм - высота шпонки; b = 16 мм - ширина шпонки; l = 56 мм - длина шпонки; t1 = 6 мм - глубина паза вала. Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1]. ср = =74 Мпа [ср] Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1]. см = 28 Мпа [см] где Т = 60 Нхм - момент на валу; dвала = 21 мм - диаметр вала; h = 6 мм - высота шпонки; b = 6 мм - ширина шпонки; l = 40 мм - длина шпонки; t1 = 3.5 мм - глубина паза вала. Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1]. ср = =28 Мпа [ср] Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1]. см = =28 Мпа [см] где Т = 260 Нхм - момент на валу; dвала = 40 мм - диаметр вала; h = 8 мм - высота шпонки; b = 12 мм - ширина шпонки; l = 70 мм - длина шпонки; t1 = 5 мм - глубина паза вала.