Визначення основних параметрів та вибір електродвигуна. Вихідні дані для розрахунку передач приводу. Проектування передач приводу та конструювання валів, визначення їх розмірів. Вибір підшипників кочення та муфт. Конструювання елементів корпусу.
Аннотация к работе
По завданню вихідний вал приводу повинен розвивати силу 40 КН, мати швидкість 0,3 м/с. В машинобудуванні редуктори займають значне місце, вони потрібні для зменшення кількості обертів на вихідному валу та збільшенню скрутного моменту на ньому.Для визначення навантажувально-кінематичних параметрів електродвигуна треба знати передатне число і загальний коефіцієнт корисної дії (ККД) приводу. Визначаємо потужність на виході: ; Передатне число приводу Uпр дорівнює добутку передатних чисел Ui окремих ступенів: ; Оскільки на даному етапі неможливо знати точні значення передаточного числа кожної передачі, визначається діапазон можливих значень передатного числа приводу. Загальний коефіцієнт корисної дії приводу дорівнює добутку ККД його окремих елементів, в яких мають місце втрати механічної енергії: ;Ці двигуни мають найбільш просту конструкцію, найменшу вартість і мінімальні потреби в обслуговуванні. Виходячи з умов експлуатації приводу виберемо двигун серії 4А, асинхронних двигунів загального використання з чавунним корпусом (ГОСТ 19523-81) для кліматичних умов типу У (номінальні - сухе, чисте опалюване приміщення) категорії 3. Конструктивно електродвигуни виконуються з кріпленням на лапах. За отриманим значенням Рдн з урахуванням умов експлуатації привода по табличним даним [1] вибираємо найближчу більшу номінальну потужність електродвигуна Р дном.. Ескіз двигуна зображено на рисунку 1.2 [1] обираємо основні розміри електродвигуна і заносимо їх у таблицю 1.2.Звідси, згідно з кінематичною схемою редуктора, передаточне число кожної з трьох ступіней буде дорівнювати: Згідно з другим рядом стандартних чисел обираємо [1]: .Визначимо час експлуатації приводу: год. де Крок=5 - тривалість експлуатації (років), Кдн=300 кількість робочих днів за рік, Кзмін=1 - кількість змін на за добу, Квик=0,5 - коефіцієнт використання приводу протягом зміни. Визначаємо частоти обертання кожного валу: об/хв. об/хв. об/хв. Визначаємо потужності на кожному валу: КВТ; де N4=Nmin, ммінімальне число циклів, оскільки , 5292000>5000, де N=50000 циклів, то розрахункові обертаючі моменти по першій ступені діаграми навантаження: Визначаємо номінальні моменти на кожному валу : Нм;Для виготовлення зубчастих коліс всіх передач призначимо: Матеріал - сталь 40Х ГОСТ 1050-88; Границя контактної витривалості МПА [7]; Визначаємо допустимі напруження при розрахунку на контактну міцність: , де - границя контактної витривалості;Розрахунок зубчатої передачі будемо виконувати в наступному порядку, оскільки між осьова відстань залишається незмінною для всіх передач. Спершу розраховуємо модуль і між осьову відстань третьої передачі, і приймаємо ці данні для всіх передач. Для прямозубої передачі доцільно використовувати наступні числа зубців колеса: Z=17…25. В моєму випадку призначаю одинакові числа зубців для шестерень, і одинакові числа зубців для колес: Z1=Z3=Z5=20; Тоді, як колеса с твердістю робочих поверхонь більше, ніж 350НВ, тому розрахунок передач робимо за визначенням модуля передачі.Визначаємо між осьову відстань: мм, приймаємо aw=280 зі стандартного ряду, доцільно буде перерахувати радіус ділильного кола за новим значенням між осьової відстані: мм, мм, мм. Визначаємо ширину зубчастого вінця колеса: мм, приймаємо стандартне значення bw=75 мм. мм. В моєму випадку приймати одинакові значення ширини зубчастого вінця однаковим для всіх коліс і шестерень не є доцільно, тому для розрахунку застосуємо прийнятий модуль.Вибір ступеню точності виготовлення зубчастих передач визначається експлуатаційними і технічними вимогами до них: коловою швидкістю, передаваємою потужністю, вимогам до кінематичної точності, безшумністю та ін. Визначаємо приблизні значення діаметрів валів: , де Th - максимальне значення скрутного моменту на валі, [] - приблизне значення допустимих напружень при крученні. Визначаємо колову швидкість на валах: ; Отримані значення м/с, змащення зубчастого зачеплення виконується зануренням зубців коліс у мастильну ванну в корпусі редуктора. За приблизними даними обираємо ступінь точності передач і заносимо всі параметри в таблицю 3.2.Розрахункові навантаження на зубчасті колеса складаються з: - корисного або номінального навантаження в розрахунку, що воно розподіляється по довжині зубців рівномірно; додаткові навантаження, повязані з нерівномірністю розповсюдження номінального навантаження, тому-що має місце похибка виготовлення і деформації деталей передач. Додаткові навантаження враховуються коефіцієнтом нерівномірності розподілення навантаження по ширині зубців при розрахунку на сталість згину: , і при розрахунку на контактну сталість: , де Kf?, Kh? - коефіцієнти нерівномірності розподілу навантаження по ширині зубчастого вінця;фактичні згинальні напруження, де , величина колового зусилля, розрахунки заносимо в таблицю 3.3 . МПА, аналогічно для інших передач розраховуємо і заносимо в таблицю 3.3. фактичні контактні напруження, ZK - коефіцієнт, який залежить від числа зубців. МПА, аналогічно для інших передач розраховуємо і заносимо в таблиц
План
ЗМІСТ
ВСТУП
1 ВИЗНАЧЕННЯ ОСНОВНИХ ПАРАМЕТРІВ ПРИВОДУ ТА ВИБІР ЕЛЕКТРОДВИГУНА
1.1 Визначення навантажувально-кінематичних параметрів приводу
1.2 Визначення навантажувально-кінематичних параметрів електродвигуна
1.3 Визначення передаточного числа редуктора і його розподіл між ступенями
2 ВИХІДНІ ДАННІ ДЛЯ РОЗРАХУНКУ ПЕРЕДАЧ ПРИВОДУ
3 ПРОЕКТУВАННЯ ПЕРЕДАЧ ПРИВОДУ
3.1 Призначення рівня твердості і виду термічної обробки зубчастих коліс