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.
Аннотация к работе
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