Определение исходных данных для расчета привода. Расчет цилиндрических и цепных передач. Эскизная компоновка редуктора. Проектный расчет вала и шпоночного соединения. Выбор подшипников качения и расчет их долговечности. Конструирование корпуса редуктора.
Аннотация к работе
Большое значение для развития машиностроения имеет организация производства машин и других продуктов, создание и использование надежных средств технических измерений и контроля. Машина состоит из трех основных блоков : · двигателя (чаще всего это электродвигатель с вращательным движением ротора);Мощность двигателя требуемая Общее передаточное число механизма определяется как произведение передаточных чисел отдельных ступеней где UI - передаточное число первой ступени (шевронная передача) UII - передаточное число второй ступени (косозубая передача) UIII - передаточное число третьей ступени (прямозубая передача)Так как N1>5*104 => первая передача рассчитывается на усталость с 1 - го участка диаграммы нагруженияВид ХТО Твердость зуба ?FLIM, МПА ?HLIM, МПА [?F], МПА [?H], МПА Марка ст. Область применения: редукторы общего назначения в серийном и массовом производстве.Выполняется для колес с твердостью рабочих поверхностей зубьев более 350 НВ в следующем порядке. Расчет первой передачи проводится в ручную, второй и третьей - с помощью модуля автоматизированного проектирования цилиндрических передач на базе программы Microsoft Excel. Предварительно принимается угол наклона зубьев ? (для шевронной передачи - в интервале 25°…40° для косозубой передачи - в интервале 8°…17°) В данном проекте расчет всех передач проводился по элементу «шестерня», согласно вышеизложенному материалу. Основные размеры колес определяют по формулам: Делительный диаметр колес: Диаметр окружностей впадин: Диаметр окужностей выступов: Межосевое расстояние: Ширина зубчатого венца: Расчет первой передачи (шевронная передача)Расчетная нагрузка на зубчатые колеса складывается из : · полезной или номинальной нагрузки в предположении, что она распределяется по длине зубьев равномерно; · дополнительной нагрузки, связанной с неравномерностью распределения номинальной нагрузки изза погрешности изготовления и деформаций деталей передач. Дополнительные нагрузки учитываются коэффициентом нагрузки при расчете на изгибную усталость [2, с. Дополнительная нагрузка в значительной степени определяется точностью изготовления передач. Фактические напряжения изгиба ?F, Н/мм2, в опасных сечениях основания зубьев шестерен определяют по формулам: для цилиндрических передач [2, с.34-35], значения всех коэффициентов [2, с.16-19]Для однозначного выбора марки стали необходимо иметь следующую информацию [2, с.41-45] Так как da ? 600 мм во всех передачах => принимаются кованные заготовки. При da/ dв ? 2 шестерню изготавливают заодно с валом (вал - шестерня), при da/ dв >2 шестерня по экономическим соображениям выполняется съемной. Передача 1: da/ dв = 65/42 = 1,53 шестерня изготавливается заодно с валом. Толщина обода заготовки S, определяющая прокаливаемость сталей: Данные полученные в результате расчетов заносим в таблицу 2.8Конструктивная форма колес зависит от их размеров, материала, а также от технологии производства заготовки и механической обработки. Определим размеры конструктивных элементов дисковых колес, размеры которых приведены на рисункеРассчитать цепную передачу с роликовой цепью при следующих данных: n1 = 19,8 мин-1 - частота вращения ведущей звездочки n2 = 6,6 мин-1 - частота вращения ведомой звездочки Передача расположена горизонтально Натяжение цепи регулируется передвижением вала одной из звездочекПлощадь проекции опорной поверхности шарнира определяем по формуле: На основании чего принимаем цепь ПР-25.4-6000 Принимаем коэффициент согласно условиям работы: k1= 1 - коэффициент динамичности нагрузки k2= 1 - коэффициент способа регулировки натяжения цепи k3= 1 - коэффициент межосевого расстояния передачи k4= 1 - коэффициент наклона линии звездочек к горизонту k5= 1 - коэффициент способа смазки цепи k6 = 1 - коэффициент режима работы Ориентировочные значения диаметров валов вычисляется по формуле [2, c.26] Выбор степени точности изготовления зубчатых передач определяется эксплуатационными и техническими требованиями к ним: окружной скоростью, передаваемой мощностью, требованиями к кинематической точности, плавности, бесшумности, долговечности, отсутствию вибрации и т.д. Диаметры шипов валов можно принимать где dв - диаметр вала под зубчатым колесомФорма проектируемого вала определяется его функциональным назначением и кинематической схемой редуктора. 3.2 Определение нагрузок, действующих на вал Основными нагрузками на вал являются усилия в зубчатых зацеплениях, натяжение ветвей цепи, а также крутящие моменты. Собственный вес вала и насаженных на нем деталей в большинстве случаев не учитывается. Силы, действующие в передачах, определяются следующим образом [3, с.12]: Для прямозубой цилиндрической передачи (3)Он заключается в определении расчетных коэффициентов запасов прочности в предположительно опасных сечениях предварительно намеченных в соответствии с эпюрами моментов и расположением зон концентрации напряжений [3, с. Расчет ведем в опасном сечении 2 (под шпонкой) Из известных способов соединения деталей с валом наибольшее распространение им
План
СОДЕРЖАНИЕ
ВВЕДЕНИЕ
1 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ИСХОДНЫХ ДАННЫХ ДЛЯ РАСЧЕТА ПРИВОДА
1.1 Выбор и проверка электродвигателя
1.2 Определение исходных данных
2 РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
2.1 Расчет цилиндрических передач
2.1.1 Проектный расчет зубчатых передач
2.1.2 Проверочный расчет передач
2.1.3 Выбор материала зубчатых передач
2.1.4 Конструирование зубчатых колес
2.2. Расчет цепной передачи
2.2.1 Проектный расчет цепной передачи
2.2.2 Проверочный расчет цепной передачи
2.3.Эскизная компоновка редуктора
3 ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВАЛОВ
3.1 Проектный расчет вала
3.2 Определение нагрузок в зацеплении
3.3 Расчет вала на усталость
3.4 Расчет вала на выносливость
3.5 Расчет шпоночного соединения
4 ПРОЕКТИРОВАНИЕ УЗЛОВ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
4.1 Выбор подшипников качения. Расчет их долговечности