Підбір електродвигуна і кінематичний розрахунок урухомника. Вибір допустимих напружень для коліс і шестерні. Розрахунок валів, передачі на контактну витривалість та зусиль, що виникають в неї. Підбір підшипників кочення, шпонок. Складання редуктора.
Важливість його стабільного розвитку для економіки визначається тим фактом, що впродовж декількох століть сектор залишається єдиним постачальником капітальних ресурсів на підприємства інших галузей. Машинобудування забезпечує будь-яке виробництво машинами і устаткуванням, а населення - предметами вжитку. Від ступеню розвитку машинобудування, зрештою, залежить стійкість і ефективність розвитку інших секторів і всієї економіки в цілому. Машинобудування, як правило, асоціюється з величезними цехами заводів, яких було багато в містах колишнього Радянського Союзу. Вибір машинобудування як пріоритету не є випадковим.Машинобудівна галузь є найважливішою для економіки будь-якої індустріально розвиненої держави, виробляючи всіляке устаткування, машини, знаряддя, прилади, а також предмети вжитку для населення.По табл.1.1[1] приймаємо: ККД пари циліндричних зубчасих коліс ; Визначаємо потужність на валу В табл.П1 по вимогам потужності (додаток [1] ) Рпотр =7,5 КВТ з врахуванням можливості привода, складеного із циліндричного редуктора і ланцюгової передачі можливі значення передаточних відношень для циліндричного зубчатого редуктора Ір =3 ? 6 і для ланцюгової передачі Іл =3 ? 6 Ізаг = Ір * Іл = 9 ? 36 вибираємо електродвигун трьохфазний короткозамкнений серії 4А, закритий, обдуваємий, з синхронною частотою обертання 1000об/хв потужністю 7,5КВТ , типорозміром серії 4А132М6У3, ковзанням S=3,2% (ГОСТ 19523-81) і відношення Тп/Тн=2,0. Частоти обертання й кутові швидкості валів редуктора і приводного барабану зводимо до таблиці: Табл.1.1 Кінематична характеристика урухомникаОскільки в завданні немає особливих вимог у відношенні габаритів передачі, вибираємо матеріали з середніми механічними характеристиками (див.розділ ІІІ, табл.3.3 [1]): для шестерні сталь 45, термообробка - покращення , твердість - НВ 230;для колеса - сталь 45, термообробка - покращення , але твердість на 30 одиниць нижче - НВ 200 - коефіцієнт довговічності; при числі циклів навантаження більше базового, що має місце при тривалій експлуатації редуктора, приймаємо ;коефіцієнт безпеки [SH=1,10].Коєфіцієнт , не дивлячись на симетричне розташування коліс відносно опор (див.рис. 12.2 [1] ), приймемо вище рекомендованого для цього випадку , так як зі сторони ланцюгової передачі діють сили, що визивають додаткову деформацію веденого валу і погіршують контакт зубів.Приймаємо попередньо (по табл.3.1[1]), як у випадку несиметричного розташування коліс значення Приймаємо для косозубих коліс коефіцієнт ширини вінця по міжвісьовій відстані Нормальний модуль зацеплення приймаємо за наступною рекомендацією: (2.2.2) Приймаємо попередньо кут нахилу зубів та визначаємо числа зубів шестерні та колеса.Перевіряємо зуби на витривалість, скориставшись формулою (3.25 [1]): (2.5.1) Тут коефіцієнт навантаження (див. стор.42 [1] ). По табл.3.7 [1] при , твердості НВ?350 та несиметричному розташуванню зубчастих коліс відносно опор =1,33. YF - коефіцієнт, що враховує форму зуба і залежить від еквівалентного числа зубів ZV:[див.розд.ІІІ, пояснення до формули 3.25]: у шестерні (2.5.3) у колеса (2.5.4) та Визначаємо допустимі напруги за формулою: (2.5.5) Визначаємо коефіцієнти та : Для середніх значень коефіцієнта торцевого перекриття і 8-ої степені точності .Попередній розрахунок проводимо на кручення за пониженими допустимими напругами. Так як вал редуктора зєднаний муфтою з валом електродвигуна, то необхідно узгодити діаметр ротора dдв і валу dв1. Деякі муфти можуть зєднувати вали різних діаметрів в межах одного номінального момента. Шестерню виконуємо за одне ціле з валом. Діаметр вихідного кінця валу: Приймаємо найближче більше значення зі стандартного ряду : dв2=50мм.Шестерню виконуємо за одне ціле з валом; її розміри визначено вище: d1= 66,67 мм da1 =71,67мм b1 =85мм. Визначаємо діаметр ступиці dct =1,6dk2 =1,6 х 70 =112мм (3.2.1) Приймаємо lct =80 мм;Приймаємо Приймаємо Приймаємо болти з різьбою М20. Болти,що кріплять кришку підшипників до корпусу біля підшипниківПопередньо намічаємо радіальні шарикопідшипники середньої серії; габарити підшипників вибираємо за діаметром валу у місці посадки підшипників dп1=40мм і dп2=65мм.Шпонки призматичні із закругленими торцями. Розміри перерізів шпонок і пазів і довжини шпонок - по ГОСТ23360-78. Ведучий вал. d =36мм b ? h =10? 8мм; t1=5,0мм; довжина шпонки l = 70мм.Для врахування дії сили на вал від ланцюгової передачі визначаємо окремі параметри ланцюга і зірочок. Для визначення кроку ланцюга потрібно знати допустимий тиск [р] в шарнірах ланцюга. Значенням допустимого тиску визначаємо в таблиці задаємся орієнтовно в залежності від частоти обертання ведучої зірочки. Необхідно також врахувати зусилля від провисання ланцюга, яке також визначається за формулою: де kf =1,5 при куту нахилу передачі ланцюгової передачі ?=450. q=3,8 кг/м - маса 1м ланцюга; Перевірка: Визначаємо реакції в опорах балки в площині yz: Перевірка: Визначаємо сумарні реакції в опорах валу: Виконуємо побудову епюр згинаючих моментів, попередньо розбивши вал на три проміжк
План
ЗМІСТ
ВСТУП
1. ПІДБІР ЕЛЕКТРОДВИГУНА І КІНЕМАТИЧНИЙ РОЗРАХУНОК УРУХОМНИКА
2. РОЗРАХУНОК ПЕРЕДАЧІ
2.1 Вибір допустимих напружень
2.2 Проектний розрахунок передачі
2.3 Перевірочний розрахунок на контактну витривалість
2.4 Зусилля, які виникають в передачі
2.5 Перевірочний розрахунок на витривалість при згині
3. РОЗРАХУНОК ДЕТАЛЕЙ ТА ВУЗЛІВ ПЕРЕДАЧІ
3.1 Попередній розрахунок валів передачі
3.2 Конструктивні розміри елементів передачі
3.3 Конструктивні розміри кришки і корпуса редуктора
3.4 Підбір підшипників кочення
3.5 Підбір шпонок
3.6 Уточнений розрахунок валів
3.7 Вибір мастил
3.8 Посадка основних вузлів редуктора
3.9 Складання редуктора
ПЕРЕЛІК ВИКОРИСТАНОЇ ЛІТЕРАТУРИ
Вы можете ЗАГРУЗИТЬ и ПОВЫСИТЬ уникальность своей работы
