Определение передаточного отношения и разбивка его по ступеням; коеффициента полезного действия привода; угловых скоростей валов. Проектировочный расчет цилиндрической косозубой передачи. Проверка на прочность подшипников качения и шпоночных соединений.
Конструкция привода включает электродвигатель мощностью 25КВТ, вертикальный цилиндрический двухступенчатый редуктор (состоит из открытой прямозубой передачи и закрытой косозубой передачи) и литую плиту. Вал электродвигателя соединяется с входным валом редуктора упругой муфтой. Редуктор имеет литой разъемный корпус, верхняя и нижняя части которого соединяются посредством болтов. С целью облегчения разборки корпуса на стыковочных фланцах предусмотрены отжимные болты. Затем необходимо спроектировать прямозубую и косозубую передачи, после чего провести проверочный расчет второго вала и подшипников качения, которые выбираются в соответствие с посадочными диаметрами валов в зависимости от типа и "быстроходности" передач.Общее передаточное число uобщ определяется по формуле: , где - частота вращения вала (=14000 об/мин), - частота вращения вала (=82 об/мин). С другой стороны, согласно схеме нереверсивного привода (рис. Схема нереверсивного привода II-промежуточный вал (тихоходный вал для закрытой передачи и быстроходный вал для открытой передачи);КПД привода определяется по формуле [1, с.4]: , где ?М - КПД муфты, принимаем ?М=0.98; ?ЗП - КПД закрытой передачи, принимаем ?ЗП=0,98; ?ОП - КПД открытой передачи, принимаем ?ОП=0.96; ?П - КПД, учитывающий потери на трение в подшипниках, ?П=0.99 [1,табл.1.1,с.5]. Расчет мощностей и крутящих моментов на валах I, II и III. Найдем значения мощностей на валах. Мощность на валу III: , где TIII - крутящий момент на валу III.Выберем сталь 40ХН, термическая обработка - улучшение [1,стр. Так как в задании нет особых требований к твердости зубчатых колес, выберем материал со средним механическими характеристиками - сталь 40Х; термическая обработка - улучшение, твердость HB=220 МПА. При числе циклов нагружения больше базового, принимаем KHL = 1 для шестерни и колеса [с. Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ?bа = b/aw = 0.3 [1, с. Примем предварительно угол наклона зубьев b = 15о и определим числа зубьев шестерни и колеса [1, с.36]: Принимаем z1 = 24, тогда z2 = z1•u12 = 24•4.373 = 104.95Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру: Окружная скорость колес: При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81. Для симметричного расположения колес, твердости НВ<350 и при ybd=0.874 коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца KHB=1 [1,табл.Окружная: Радиальная: Осевая: Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба: , [1, с.46] где KF - коэффициент нагрузки, KF= KFB*KFV; KFB - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (коэффициент концентрации нагрузки), KF =1.08 [1, табл.3.7, с.43]; YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Zv1. а) для шестерни ; Определяем коэффициент компенсации погрешности Yb и коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями KFA. 3.9, с.44-45]; - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, =1 для поковок и штамповок [1, с.44]. а) для шестерни . б) для колеса .Принимаем для прямозубых передач коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ?ba = 0.25. Коэффициент ширины шестерни по диаметру: привод вал подшипник шпоночный Примем согласно ряду нормальных линейных размеров. Коэффициент ширины венца шестерни по модулю примем .Допущения: считаем, что вал гладкий, круглый стержень, испытывающий только статическое кручение. Определим диаметр вала [1,с.161]: , где - допускаемое напряжение на кручение, [1,с.161]. Исходя из значения , принимаем диаметр вала под подшипник .Изобразим пространственную схему закрытой и открытой передачи (рис.3). В вертикальной и горизонтальной плоскостях изобразим силы, действующие в зацеплении и подшипниках второго вала, а также построим эпюры изгибающих моментов. Предварительно найдем окружную и радиальную силы, действующие зацеплении прямозубой передачи: Вертикальная плоскость: Рисунок 4. Сумма моментов относительно точки B: Здесь - расстояние от центра шестерни до точки давления левого подшипника на вал, ; Найдем реакцию : Сумма моментов относительно точки А: Реакция в подшипнике будет равна: Проверка: Построим эпюры.Выберем радиально-упорный однорядный шарикоподшипник по диаметру вала: подшипник 46314 ГОСТ 831-75 [1,c.400]. Найдем ресурс (номинальную долговечность) подшипника, выраженный в часах [1,c.211]: , где =320 об/мин - частота вращения вала, (см.п.1); Найдем эквивалентную нагрузку на подшипник качения: [1, с. Найдем коэффициенты радиальной и осевой нагрузки, для этого найдем осевые нагрузки на подшипники. Изобразим схему для определения осевых сил в подшипниках второго вала.Задача: определить фактический коэффициент запаса прочности. Найдем коэффициент запаса прочности в опасном сечении [1,c.162]: Где S? - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям; - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям. Найдем коэффициент запаса прочности по н
План
Оглавление
Введение
1. Энергокинематический расчет
1.1 Определение общего передаточного отношения и разбивка его по ступеням
1.2 Определение общего КПД привода
1.3 Определение угловых скоростей валов. Расчет мощностей и крутящих моментов на валах I, II и III
2. Расчет цилиндрической косозубой передачи
2.1 Проектировочный расчет передачи по контактной выносливости
2.2 Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость
2.3 Проверочный расчет зубьев на изгибную выносливость
3. Расчет цилиндрической прямозубой передачи
4. Расчет и проектирование промежуточного вала на опорах качения
4.1 Проектировочный расчет вала
4.2 Определение наиболее опасного сечения вала
4.3 Выбор и проверочный расчет подшипников качения
Целью курсового проекта является разработка конструкторской документации и проектирование силового электромеханического привода в соответствии с требованиями технического задания.
Конструкция привода включает электродвигатель мощностью 25КВТ, вертикальный цилиндрический двухступенчатый редуктор (состоит из открытой прямозубой передачи и закрытой косозубой передачи) и литую плиту. Вал электродвигателя соединяется с входным валом редуктора упругой муфтой. Редуктор имеет литой разъемный корпус, верхняя и нижняя части которого соединяются посредством болтов. Для фиксации крышки и картера при их совместной обработке применены конические штифты. С целью облегчения разборки корпуса на стыковочных фланцах предусмотрены отжимные болты. Рым-болты и стропозакладные крючья предназначены транспортировки редуктора и его корпусных деталей
В ходе данной работы необходимо провести энергетический и кинематический расчеты привода. Далее требуется спроектировать промежуточный вал редуктора. Диаметры этого вала определяются по результатам проектного расчета на "чистое" кручение. Затем необходимо спроектировать прямозубую и косозубую передачи, после чего провести проверочный расчет второго вала и подшипников качения, которые выбираются в соответствие с посадочными диаметрами валов в зависимости от типа и "быстроходности" передач. Устранение осевых люфтов в подшипниках осуществляется при помощи комплекта регулировочных прокладок. Для соединения валов с колесами и полумуфтами используются стандартные призматические шпонки, для которых также нужно выполнить проверочный расчет.
Смазывание подшипников происходит разбрызгиванием. Для смазки зубчатых передач используется масло и применяется картерный способ - окунанием колес в масляную ванну.
В процессе выполнения курсовой работы была разработана пояснительная записка, выполнен чертеж общего вида со спецификацией.
Вы можете ЗАГРУЗИТЬ и ПОВЫСИТЬ уникальность своей работы
