Выбор электродвигателя и его обоснование. Кинематический и силовой расчет привода, его передач. Размеры зубчатых колес, корпуса редуктора. Проверка долговечности подшипников, шпоночных соединений. Уточненный расчет валов. Выбор посадок деталей редуктора.
Разность средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса при твердости материала Н?350НВ в передачах с прямыми и непрямыми зубьями составляет НВШ-НВК=20…50. Допускаемые контактные напряжения в соответствии с ГОСТ 21354-75: , где-коэффициент безопасности (однородная структура), , где - предел контактной выносливости зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, Н/мм2; - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/мм2; - коэффициент долговечности, , где - базовое число циклов перемены напряжений, - эквивалентное число циклов перемены напряжений, соответствующее делительному пределу выносливости. , где - частота вращения рассчитываемого колеса, об/мин; - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот; с=1, - максимальный из длительно действующих моментов; - момент, действующий в i-ое время; - время действия i-го момента; ti определяется в долях от суммарного времени работы передачи согласно графику нагрузки. Принимаем Для передачи 1-2 принимаем схему 3, для передачи 3-4 принимаем схему 7. 5.4 [1], Передача 1-2 , , Передача 3-4 , , Коэффициент распределения нагрузки между зубьями находиться по формулеПри работе над курсовым проектом были закреплены знания методик расчетов типовых деталей машин общего назначения, получены навыки принятия решений при компоновке редуктора и конструировании его деталей. При компоновке механизма и вычерчивании сборочного чертежа определены способы фиксации зубчатых колес и подшипников на валах. Выбранные подшипники проверены на пригодность, исходя из их долговечности при расчете по динамической грузоподъемности.
Введение
Целью курсового проектирования является приобретение навыков принятия самостоятельных конструктивных решений, усвоение последовательности разработки механизмов общего назначения, закрепление учебного материала по расчету типовых деталей машин.
Задачей проекта является разработка привода цепного конвейера.
Привод состоит из электродвигателя, соединенного муфтой с редуктором, открытой зубчатой передачи.
Электродвигатель выбирается по требуемой мощности и ориентировочной частоте вращения. Зубчатые передачи проектируются по критерию контактной прочности активной поверхности зубьев, проверяются по контактным, изгибным напряжениям, а также при действии пиковых нагрузок. Ориентировочный расчет валов проводится на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Подшипники выбираем по характеру нагрузки на валы и по диаметрам валов, проверяем на долговечность по динамической грузоподъемности. Шпоночные соединения проверяем на смятие. Валы проверяются на сопротивление усталости по коэффициентам запаса прочности при совместном действии изгиба и кручения с учетом масштабных факторов и концентраторов напряжений.
Способ смазки и уровень масла обусловлены компоновкой механизма. Масло выбирается исходя из действующих контактных напряжений и окружной скорости в зацеплениях.
В результате работы должна быть получена компактная и эстетичная конструкция редуктора, отвечающая современным требованиям, предъявляемым к механизмам данного назначения.
Присваиваем индексы валам в соответствии с размещенными на них звеньями передач: 1 - быстроходный (входной) вал редуктора;
2-3 - промежуточный вал редуктора;
4-5 - тихоходный (выходной) вал редуктора;
6 - вал тяговой звездочки.
В дальнейшем, параметры вращательного движения, геометрические параметры передач и другие величины будем обозначать в соответствии с индексами валов, к которым они относятся.
Определение требуемой мощности электродвигателя
В качестве приводного используется трехфазный асинхронный электродвигатель переменного тока.
Потребная мощность электродвигателя вычисляется по формуле (1.1)
Р’ЭД = Рро / HОБЩ, (1.1) где Рро - мощность на тихоходном валу привода, КВТ;
HОБЩ = HMM?h12?h34?h56? HПN - общий КПД привода, где h12, h34, h56, HM; HП - КПД отдельных передач, соединительной муфты и подшипников. КПД подшипников HП берется в степени n, равной числу пар подшипников в приводе, n=4. КПД муфт HM берется в степени m, равной числу муфт в приводе, m=1.
Принимаем согласно /1/: HM=0,98; HП=0,99; h12=0,97; h34=0,97; h56=0,94, тогда HОБЩ = 0,98?0,97?0,97?0,94?0,994 = 0,833
Рро = Ft?V, где Ft - тяговое усилие, КН;
V - значение окружной скорости, м/с;
Р’ЭД = 22000 ?0,5/ 0,833 = 13205 Вт.
1.2 Определение частоты вращения приводного вала
Частота вращения тихоходного вала привода может быть определена следующим образом npo = n6 = 60?1000?V / (z?t), где t, z - шаг и число зубьев тяговой звездочки. npo = 60?1000?0,5 / (7?160) = 26,78 об/мин
Определение ориентировочной частоты вращения вала электродвигателя.
Требуемая частота вращения вала электродвигателя ориентировочно равна n’ЭД = npo?U’ОБЩ, где npo - частота вращения тихоходного вала привода, мин-1;
U’ОБЩ = U’12?U’34 ?U’56 - ориентировочное общее передаточное отношение;
U’12, U’34, U’56 - ориентировочные передаточные числа передач привода;
Принимаем согласно [1] U’12 = 4, U’34=4, U’56=3,5, тогда U’ОБЩ = 4?4?3,5 = 56, тогда n’ЭД = 26,78?56= 1500 об/мин
По каталогу /1/ выбираем электродвигатель с ближайшим к n’ЭД и Р’ЭД значениями. Таковым электродвигателем является 4А160S4 (рис. 1.2).
Его параметры: РЭД = 15 КВТ, NЭД = 1430 об/мин.
Рис. 1.2 Эскиз электродвигателя
Таблица 1.1 Основные размеры электродвигателя, мм
Тип двигателя Число полюсов d1 d30 l1 l30 l10 l31 d10 b10 h31
4А160S4 4 48 334 110 630 178 108 15 254 385
2. Кинематический и силовой расчет привода
2.1 Определение расчетных передаточных чисел
Общее передаточное отношение привода
Uобщ = NЭД / npo, Uобщ = 1430 / 26,78 = 53,4
Принимаем U56 = 2,85;
Выбираем передаточные числа ступеней так, чтобы каждое последующее было меньше предыдущего на 30%.
Тогда Uобщ = U12· 0,7·U12·2,85, , U34= 0,7 ·U12=5,2 ·0,7=3,6.
Передача Передаточное отношение, U Вал Частота вращения n, об/мин Угловая скорость w, рад/с Мощность, Р, Вт Момент Т, Нм
1-2 5,2 1 1430 149,7 12941 86,4
2-3 275 28,8 12427 431,7
3-4 3,6
4-5 76,4 8 11934 1492,3
5-6 2,85
6 26,8 2,81 11106 3958
3. Расчет передач привода
3.1 Шевронные передачи 1-2 и 3-4
Шевронная передача рассчитывается как косозубая с большим углом наклона зуба 25?-35?. А разнесенная шевронная передача рассчитывается как косозубая с углом наклона зуба 8?-17?. Передаваемый передачей момент делим на два. Таким образом, рассчитывается половина (по ширине) передачи, а вторая половина делается такая же по размерам, но с обратным направлением зубьев.
Т1=86,4/2=43,2Нм.
Т23=431,7/2=215,85Нм.
Т45=1492,3/2=746,15Нм.
Выбор материалов, термообработки и твердости
Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВШ назначается больше твердости колеса НВК. Разность средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса при твердости материала Н?350НВ в передачах с прямыми и непрямыми зубьями составляет НВШ-НВК=20…50.
Таблица 3.1.
Звено Марка материала ТО Твердость НВ sв, Н/мм2 st, Н/мм2
Шестерня Сталь 40Х Улучшение 260 790 640
Колесо Сталь 40Х Улучшение 240 790 640
Рис. 3.1
Определение допускаемых контактных напряжений
Допускаемые контактные напряжения в соответствии с ГОСТ 21354-75: , где -коэффициент безопасности (однородная структура), , где - предел контактной выносливости зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, Н/мм2; - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/мм2; - коэффициент долговечности, , где - базовое число циклов перемены напряжений, - эквивалентное число циклов перемены напряжений, соответствующее делительному пределу выносливости.
Предел контактной выносливости поверхности зубьев, согласно таблице 4.1 [1] (Н?350НВ).
, где - частота вращения рассчитываемого колеса, об/мин; - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот; с=1, - максимальный из длительно действующих моментов; - момент, действующий в i-ое время; - время действия i-го момента; ti определяется в долях от суммарного времени работы передачи согласно графику нагрузки.
, - срок службы передачи, годы; - коэффициент использования передачи в течение года; - коэффициент использования передачи в течение суток. часов.
, , , .
;
;
.
При для переменной нагрузки принимаем =1, =1, =1, =1.
, где -коэффициент безопасности (однородная структура), МПА, МПА, МПА, МПА.
Для косозубых передач в качестве расчетного принимается
Окончательно принимаем: Н/мм2
Определение допускаемых значений напряжений при расчете зубьев на усталостный изгиб.
, где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, Н/мм2;
SF - коэффициент безопасности.
, где - предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов изменения напряжений, Н/мм2, -коэффициент долговечности.
По табл. 4.2.2. [1] согласно выбранной стали - 40Х (углеродистая и легированная) принимаем SF=1,75.
По Табл.4.2.2. [1] принимаем , Н/мм2;
Н/мм2;
Н/мм2;
Н/мм2.
Коэффициент долговечности: .
Для зубчатых колес с твердостью и зубчатых колес со шлифованной переходной поверхностью, независимо от твердости MF=6.
При принимается .
- базовое число циклов перемены напряжений;
, - эквивалентное число циклов перемены напряжений;
, .
.
, принимаем ;
, принимаем ;
, принимаем ;
, принимаем ;
Н/мм2;
Н/мм2;
Н/мм2;
Н/мм2.
Н/мм2;
Н/мм2;
Н/мм2;
Н/мм2.
Определение допускаемых предельных напряжений при расчете на контактную и изгибную прочность по максимальным нагрузкам.
Для зубьев зубчатых колес, подвергнутых нормализации, улучшению, или объемной закалки с низким отпуском.
Допускаемое предельное напряжение при расчете на контактную прочность: , где - предел текучести материала при растяжении, Н/мм2.
Н/мм2.
Допускаемое напряжение при расчете на изгибную прочность: , где - предельное значение напряжения, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба, Н/мм2; - коэффициент безопасности.
; (стали легированные и углеродистые при нормализации, улучшении)
Н/мм2;
Н/мм2.
Н/мм2;
Н/мм2.
Н/мм2;
Н/мм2;
Н/мм2;
Н/мм2.
Определение коэффициентов нагрузки
Коэффициенты нагрузки находятся по следующим зависимостям: при расчете на контактную выносливость ;
при расчете на изгибную выносливость , где , - коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (ширине зубчатого венца) при расчете по контактным и изгибным напряжениям соответственно;
, - динамические коэффициенты (учитывают внутреннюю динамику передачи) при расчете по контактным и изгибным напряжениям соответственно;
, - коэффициенты, учитывающие неравномерность нагрузки между зубьями.
Коэффициент концентрации нагрузки
По ГОСТ 21354-75 установлено 7 основных схем расположения элементов передач относительно опор. Принимаем Для передачи 1-2 принимаем схему 3, для передачи 3-4 принимаем схему 7. Для выбора коэффициентов рассчитываем параметр .
, .
Тогда из графиков, ориентируясь по рисунку 5.1. [1] и , определяем значения коэффициентов концентрации нагрузки.
Передача 1-2: ; .
Передача 3-4: ; .
Динамические коэффициенты.
Предварительное межосевое расстояние
, где - коэффициент, в зависимости от твердости колеса, при , .
Передача 1-2: мм.
Передача 3-4: мм.
Значения коэффициентов и выбирают в зависимости от окружной скорости в зацеплении, точности изготовления передачи и твердости.
Окружную скорость определяем по формуле 5.3 [1]:
, где - частота вращения шестерни рассчитываемой пары колес, об/мин; - вспомогательный коэффициент; - момент на колесе рассчитываемой пары, Н·м.
По табл. 5.1. [1] принимаем (У3 У4 косозубое). м/с;
м/с.
Степень точности согласно табл. 5.2 [1] для цилиндрической косозубой передачи - 8-ая.
Коэффициент принимаем по табл. 5.3 [1], коэффициент принимаем по табл. 5.4 [1], Передача 1-2 , , Передача 3-4 , , Коэффициент распределения нагрузки между зубьями находиться по формуле
,
где - начальное значение коэффициента, - коэффициент, учитывающий приработку зубьев.
, Где nct=8 - степень точности.
.
Передача 1-2 ,
Передача 3-4 ,
;
.
;
.
Геометрические параметры.
Расчет межосевого расстояния.
Определяем предварительное значение межосевого расстояния по формуле: ;
где - крутящий момент на валу колеса, Н·мм, - расчетное допускаемое напряжение, Н/мм2, - коэффициент нагрузки, - коэффициент ширины зубчатого колеса, по табл. 6.3 [1] мм, округляем мм. мм, округляем мм.
Расчет модуля зацепления.
Модуль зацепления определяется из эмпирического соотношения: , при твердости поверхности зубьев Н?НВ350 берется нижнее значение указанного интервала.
, принимаем , , принимаем .
Определяем числа зубьев зубчатых колес.
Суммарное число зубьев определяется из следующего соотношения: , где - предварительное значение угла наклона зубьев на делительном цилиндре для шевронных передач, для передачи 1-2 , для передачи 3-4 .
, принимаем .
, принимаем .
Уточняем значения : Передача 1-2
.
Передача 3-4
.
Число зубьев шестерни
; ;
Число зубьев колеса
, .
Фактическое передаточное число: , Определение геометрических размеров зубчатых колес.
Ширина зубчатого венца колеса определяется из следующей зависимости: мм, принимаем мм, мм, принимаем мм.
Так как расчет ведем одной половинки, то ширина совмещенного колеса 4 будет в двое больше. мм для снижения влияния погрешностей монтажа ширина шестерни принимается больше ширины колеса на 5 мм. мм. мм.
Диаметры делительных окружностей: мм;
мм;
мм;
мм;
Проверяем: мм, мм.
Диаметры окружностей вершин: мм;
мм;
мм;
мм;
Диаметры окружностей впадин: мм;
мм. мм;
мм.
Проверочные расчеты зацепления.
После определения размеров зацепления проводятся проверочные расчеты по контактным напряжениям, напряжениям изгиба и кратковременным перегрузкам.
Уточняем значение окружной скорости: м/с. м/с.
Полученное значение скорости находится в том же диапазоне при выборе что и в ориентировочно определенное в пункте 3.2.5, следовательно и уточнять не следует.
Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям.
Радиальная сила в зацеплении: , где: - угол зацепления, H.
, H.
Осевая сила в зацеплении: H.
H.
Таблица 3.1.2 Результаты расчета передачи 1-2
Наименование рассчитываемого параметра Обозначение Размерность Численное значение
1. Межосевое расстояние AW мм 192
2. Модуль передачи (норм.) mn мм 2
3. Диаметр начальной окружности шестерни d1 мм 62,27
4. Диаметр начальной окружности колеса d2 мм 321,73
5. Диаметр окружности выступов шестерни da1 мм 66,27
6. Диаметр окружности выступов колеса da2 мм 325,73
7. Диаметр окружности впадин шестерни df1 мм 57,27
8. Диаметр окружности впадин колеса df2 мм 316,73
9. Ширина зубчатого венца шестерни b1 мм 35
10. Ширина зубчатого венца колеса b2 мм 30
11. Степень точности передачи - - 8
12. Угол наклона зуба ? град 15,528
13. Окружная сила в зацеплении Ft1, Ft2 Н 1387
14. Радиальная сила в зацеплении Fr1, Fr2 Н 524
15. Осевая сила в зацеплении Fa1, Fa2 Н 385,4
Таблица 3.1.3 Результаты расчета передачи 3-4
Наименование рассчитываемого параметра Обозначение Размерность Численное значение
1. Межосевое расстояние AW мм 260
2. Модуль передачи (норм.) mn мм 3
3. Диаметр начальной окружности шестерни d3 мм 114,4
4. Диаметр начальной окружности колеса d4 мм 405,6
5. Диаметр окружности выступов шестерни da3 мм 120,4
6. Диаметр окружности выступов колеса da4 мм 411,6
7. Диаметр окружности впадин шестерни df3 мм 106,9
8. Диаметр окружности впадин колеса df4 мм 398,1
9. Ширина зубчатого венца шестерни b3 мм 85
10. Ширина зубчатого венца колеса b4 мм 80
11. Степень точности передачи - - 8
12. Угол наклона зуба ? град 30,072
13. Окружная сила в зацеплении Ft3, Ft4 Н 7547
14. Радиальная сила в зацеплении Fr3, Fr4 Н 3174
15. Осевая сила в зацеплении Fa3, Fa4 Н 4369,9
3.2 Расчет передачи 5-6
Передача 5-6 является открытой, поэтому расчет ведется по напряжениям изгиба.
Выбор материала зубчатых колес.
Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВШ назначается больше твердости колеса НВК. Разность средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса при твердости материала Н?350НВ в передачах с прямыми и непрямыми зубьями составляет НВШ-НВК=20…50.
Таблица 3.2.1.
Звено Марка материала ТО Твердость НВ sв, Н/мм2 st, Н/мм2
Шестерня Сталь 40Х Улучшение 260 790 640
Колесо Сталь 40Х Улучшение 240 790 640
Рис. 3.2.
Определение допускаемых напряжений.
Определение допускаемых контактных напряжений.
В соответствии с ГОСТ 21354-75 допускаемые контактные напряжения равны
, где - предел контактной выносливости зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, Н/мм2;
Sн - коэффициент безопасности. Для зубчатых колес с однородной структурой (нормализация, закалка, улучшение, объемная закалка) материала Sн=1,1.
, где - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/мм2;
- коэффициент долговечности.
Принимаем по табл. 4.1 /1.стр. 14/.
Н/мм2;
Н/мм2.
- базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости.
;
;
- эквивалентное число циклов перемены напряжений. Для ступенчатой нагрузки
, n - частота вращения рассчитываемого колеса, 1/мин;
с - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот;
- максимальный из длительно действующих моментов;
Ti - момент действующий в i-ое время;
ti - время действия i-го момента; ti определяется в долях от суммарного времени работы передачи согласно графику нагрузки. часов;
с=1;
;
;
, , Н/мм2;
Н/мм2;
Н/мм2;
Н/мм2.
Для прямозубых передач в качестве расчетного принимается
Н/мм2.
Определение допускаемых значений напряжений при расчете зубьев на усталостный изгиб.
Н/мм2;
Н/мм2;
, с=1;
;
;
. Принимаем ;
. Принимаем ;
Н/мм2;
Н/мм2.
Н/мм2;
Н/мм2.
Определение допускаемых предельных напряжений при расчете на контактную и изгибную прочность по максимальным нагрузкам.
Н/мм2;
Н/мм2;
Н/мм2;
Н/мм2;
Н/мм2.
Определение коэффициентов нагрузки.
Коэффициент концентрации нагрузки.
По ГОСТ 21354-75 установлено 7 основных схем расположения элементов передач относительно опор. Для передачи 5-6 принимаем схему 1. Для выбора коэффициентов рассчитываем параметр .
, Тогда из графиков, ориентируясь по рисунку 5.1. /1.стр. 21/ при и , определяем значения коэффициентов концентрации нагрузки.
; .
Динамические коэффициенты.
Предварительное межосевое расстояние
, где - коэффициент, в зависимости от твердости колеса, при , .
Передача 1-2: мм.
Значения коэффициентов и выбирают в зависимости от окружной скорости в зацеплении, точности изготовления передачи и твердости.
Окружную скорость определяем по формуле 5.3 /1.стр. 22/: , (3.32)
По табл. 5.1. /1.стр. 23/ принимаем ;
По табл. 6.4 /1.стр. 31/ принимаем . м/с2;
По табл. 5.2 /1.стр. 24/ принимаем для передачи 5-6 8-ю степень точности.
Коэффициент принимаем по табл. 5.3 /1.стр. 25/, ;
коэффициент принимаем по табл. 5.4 /1.стр. 26/, ;
Коэффициент распределения нагрузки между зубьями находиться по формуле
, где - начальное значение коэффициента, - коэффициент, учитывающий приработку зубьев.
, Где nct=8 - степень точности.
.
, ;
.
Геометрические параметры.
Число зубьев шестерни.
Задаемся числом зубьев шестерни в интервале 17-30, принимаем 28.
Число зубьев колеса
.
Определим коэффициенты прочности зуба шестерни и колеса по табл. 6.5 /1.стр. 32/ в зависимости от числа зубьев колес.
Принимаем , .
При выбранном числе зубьев модуль зацепления определяется из следующего соотношения: , где Km=14 - для прямозубых стальных колес; i - индекс зубчатого колеса, по которому ведется расчет.
Для колеса , для шестерни
, т.к. расчет ведем по шестерне. мм, Принимаем мм.
Проверочный расчет по напряжениям изгиба выполняется отдельно для зуба шестерни и колеса.
Н/мм2;
Принимаем мм.
Н/мм2;
Н/мм2.
Проверочный расчет по кратковременным перегрузкам.
, Н/мм2;
Н/мм2;
, Н/мм2;
Геометрические размеры передачи.
Диаметры делительных окружностей:
мм;
мм.
Находим межосевое расстояние: мм.
Диаметры окружностей вершин: мм;
мм.
Диаметры окружностей впадин: мм;
мм.
Ширина зубчатого венца колеса: мм, принимаем мм;
Ширина зубчатого венца шестерни: мм.
Силы, действующие в зацеплении
- окружная сила, (3.41)
- радиальная сила, (3.42)
Н;
Н.
Результаты расчетов заносим в таблицу 3.4
Таблица 3.4 Основные параметры передачи 5-6
Рассчитываемый параметр Обозначение Размерность Численное значение
1. Межосевое расстояние а56 мм 378
2. Число зубьев шестерни Z5 мм 28
3. Число зубьев колеса Z6 мм 80
4. Модуль зацепления m мм 7
5. Диаметр делительной окружности шестерни d5 мм 196
6. Диаметр делительной окружности колеса d6 мм 560
7. Диаметр окружности выступов шестерни da5 мм 210
8. Диаметр окружности выступов колеса da6 мм 574
9. Диаметр окружности впадин шестерни df5 мм 178,5
10. Диаметр окружности впадин колеса df6 мм 542,5
11. Ширина зубчатого венца шестерни b5 мм 157
12. Ширина зубчатого венца колеса b6 мм 152
13. Степень точности передачи - - 8-я
14. Окружная сила в зацеплении Ft Н 15228
15. Радиальная сила в зацеплении Fr Н 5542
4. Ориентировочный расчет валов
Диаметры различных участков вала.
Рис. 4.1. Быстроходный вал 1
Находим наименьший диаметр на данном валу - диаметр под ступицу полумуфты: , где -момент на валу.
Принимаем значение диаметра вала равное стандартному диаметру вала под ступицу полумуфты МУВП 710-48-1.45-11.2-У3 ГОСТ 21424-93: мм.
Диаметр вала под подшипником: , где t - высота буртика, t = 4 мм, мм, принимаем = 55 мм.
Диаметр буртика подшипника: , где r - радиус скругления галтели, r = 3 мм. мм.
Рис. 4.2. Промежуточный вал 2-3
Диаметр вала под колесом: , где - момент на валу. мм, принимаем мм.
Диаметр буртика колеса:
, где - величина фаски ступицы, мм, принимаем мм.
Диаметр вала под подшипником: , r = 3 мм, мм, принимаем мм.
Рис. 4.3. Тихоходный вал 4 - 5
Диаметр вала под полумуфту: , - момент на валу, мм, принимаем мм.
Диаметр вала под подшипником (t = 5,1 мм): мм, принимаем = 80 мм.
Диаметр буртика подшипника (r = 3,5 мм) мм.
Принимаем = 92 мм
Диаметр вала под колесом: мм.
Диаметр буртика колеса (f = 3 мм): мм, принимаем мм.
Рис. 4.4. Тихоходный вал 6-7
Диаметр вала под полумуфту: , - момент на валу, мм, принимаем мм.
Диаметр вала под подшипником (t = 5,6 мм): мм, принимаем = 95 мм.
Диаметр буртика подшипника (r = 4 мм) мм.
Принимаем = 108 мм
Диаметр вала под колесом: мм.
Диаметр буртика колеса (f = 3 мм): мм, принимаем мм.
4.4 Предварительный выбор подшипников
Подшипник шариковый радиальный однорядный (из ГОСТ 8338-75), (рис. 4.1)
Диск: Толщина: , мм мм - условие выполняется, следовательно принимаем мм.
Радиусы закруглений: .
5.2 Колесо 4
Обод: Диаметр: мм. Толщина: мм. Ширина: мм.
Ступица: Внутренний диаметр: мм.
Наружный диаметр: мм., принимаем мм.
Толщина: мм. Длина: мм.
Диск: Толщина: , мм мм - условие не выполняется, следовательно принимаем мм.
Радиусы закруглений: .
5.3 Колесо 6
Обод: Диаметр: мм. Толщина: мм. Ширина: мм.
Ступица: Внутренний диаметр: мм.
Наружный диаметр: мм.
Толщина: мм. Длина: мм.
Диск: Толщина: , мм мм - условие не выполняется, следовательно принимаем мм.
Радиусы закруглений: .
6. Конструктивные размеры корпуса
Толщина стенок корпуса: , где Нм - момент на тихоходном валу. мм, принимаем мм.
Наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач: мм - приблизительное ориентировочное значение. мм, Принимаем мм - зазор между поверхностями вращающихся колес и корпусом.
Вывод
При работе над курсовым проектом были закреплены знания методик расчетов типовых деталей машин общего назначения, получены навыки принятия решений при компоновке редуктора и конструировании его деталей.
Был выбран электродвигатель
При компоновке механизма и вычерчивании сборочного чертежа определены способы фиксации зубчатых колес и подшипников на валах.
Выбранные подшипники проверены на пригодность, исходя из их долговечности при расчете по динамической грузоподъемности.
Шпоночные соединения проверены на прочность по напряжениям смятия.
Определены опасные сечения валов по действующим нагрузкам и наличию концентраторов напряжений.
Проведен расчет на усталостную прочность (выносливость) для наиболее опасного сечения вала.
Решены вопросы смазки передач редуктора и подшипников. Смазка подшипников картерная (тем же маслом что и для передач).
Для соединения валов редуктора с электродвигателем выбрана муфта с упругими элементами, компенсирующие погрешности монтажа агрегатов.
Полученная конструкция привода в полной мере отвечает современным требованиям, предъявляемым к механизмам данного типа.
Список литературы
1. Фейгин А.В. Расчет зубчатых передач: Методические указания по курсовому проектированию для студентов специальностей 0611, 1012, 1104, 1201, 1202, 1502, 1704, 1709, 2401, 2405, 2601, 2602. - Хабаровск: Изд-во Хабар. гос. техн. ун-та, 1997. - 39 с.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 2003 - 447 с., ил.
