Выбор электродвигателя и его кинематический расчет. Проверочный расчет по контактным напряжениям. Проверка прочности шпоночных соединений. Определение конструктивных размеров корпуса редуктора. Построение эпюр моментов валов и проверка подшипников.
Аннотация к работе
ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ Государственное общеобразовательное учреждение высшего профессионального образования «ТОМСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АРХИТЕКТУРНО-СТРОИТЕЛЬНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»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. Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. 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.1.1[1] примем следующие значения КПД: - для цепной передачи: 1 = 0,93 В таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 112М4, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, с параметрами: Рдвиг.=5,5 КВТ. По формулам из таблицы 1.3[2] для двухступенчатого редуктора для тихоходной передачи получаем передаточное число: U3 = 0.8 x = 0.8 x =3.33 Примем стандартное значение для цепи: . Рассчитанные частоты вращения валов сведены ниже в таблицу: Вал 1-й n1 = nдвиг = 1432 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 - = 1Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса. YR = 1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями. YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). 18[2]): a = Ka x (U 1) x , где Ка = 49,5 - для прямозубой передачи, для несимметрично расположенной цилиндрической передачи выбираем ba = 0,4; KH - коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность: KH = KHV x KH x KH где KHV = 1,2 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (выбирается по табл. 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.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: 25 мм.Под подшипники выбираем диаметр вала: 50 мм.Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1]. см = =117 Мпа [см] где Т = 453 Нхм - момент на валу; dвала = 45 мм - диаметр вала; h = 9 мм - высота шпонки; b = 14 мм - ширина шпонки; l = 63 мм - длина шпонки; t1 = 5,5 мм - глубина паза вала. Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1]. ср = =29,3 Мпа [ср] Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1]. см = 37 Мпа [см] где Т = 28,1 Нхм - момент на валу; dвала = 25 мм - диаметр вала; h = 7 мм - высота шпонки; b = 8 мм - ширина шпонки; l = 28 мм - длина шпонки; t1 = 4 мм - глубина паза вала. Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1]. ср = =14 Мпа [ср] Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].