Привод к горизонтальному валу. Курсовая работа (т). Другое.
⚡ 👉🏻👉🏻👉🏻 ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻
Вы можете узнать стоимость помощи в написании студенческой работы.
Помощь в написании работы, которую точно примут!
Похожие работы на - Привод к горизонтальному валу
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Нужна качественная работа без плагиата?
Не нашел материал для своей работы?
Поможем написать качественную работу Без плагиата!
ФБГОу ВПО "брянский государственный технический
. Кинематический и силовой расчет привода
. Выбор термообработки и материала для зубчатых колес
. Выбор вида заготовки, способа нарезания и отделки зубьев
. Выбор степени точности изготовления конических колес
. Выбор вида финишной операции получения зубьев колес
. Расчет конической прямозубых передач
. Геометрические характеристики зацепления
.Выбор и расчет соединений элементов привода
. Определение размеров редуктора и проектирование плиты
Курсовой проект в учебном курсе, требует знаний дисциплин
общетехнического цикла - теоретической механики, сопротивления материалов,
технологии конструкционных материалов, деталей машин, машиностроительного
черчения и др., в результате приобретаются навыки проектирования, а также
работы со справочной, и нормативной литературой.
Объектом курсового проекта является привод механизма, в который входит
большинство деталей и узлов общемашиностроительного применения, в задании на
проектирование представлена зубчатая передача (коническая) и передача гибкой
связью, сборочные единицы, обеспечивающие вращательные движение (муфта,
подшипники), а также различные соединения (болтовые, шпоночные, сварные) и
детали (валы, корпус и др.). При их проектировании решается комплексная
инженерная задача, включающая подбор электродвигателя, кинематические и силовые
расчеты, выбор материалов и расчеты на прочность, вопросы конструирования и
разработки конструкторской документации.
Проектирование рассматривается как процесс, направленный на
преобразование документации технического задания в рабочую документацию на
основе выполнения комплекса работ исследовательского, расчетного и
конструкторского характера. В соответствии с ГОСТ 2.103-68 процесс
проектирования подразделяется на следующие взаимосвязанные стадии: техническое
задание, техническое предложение, эскизный проект, технический проект, рабочий
проект. Полученные в результате проектного расчета геометрические параметры
передачи, значение сил и крутящего момента являются исходными данными для
выполнения эскизной компоновки и проведение последующих расчетов деталей
привода и сборочных единиц. Рассмотрены методы расчета валов, подшипников,
муфты, конструирование узла редуктора.
1. Кинематический и силовой расчет привода
Техническое задание на курсовое проектирование содержит кинематическую
схему привода, состоящий из электродвигателя - источника вращательного
движения, передаточных механизмов, преобразующих параметры вращательного
движения, и соединяющих их элементов. Исходные данные: мощность на приводном
валу Р пр =7,0кВт; частота вращения приводного вала η пр = 300мин -1 ; срок службы t=14000часов; вид гибкой связи -
ременная; тип производства - серийное; направленность нагрузки -нереверсивная;
характер нагрузки - легкие толки.
Так как производственное помещение снабжено подводом силовой энергии
380В, выбираем двигатель переменного тока. В задании на курсовой проект не
указано, что обязательным условием работы всего привода является постоянная
частота на приводном валу редуктора при различных нагрузках привода,
следовательно, выберем более простой и дешёвый асинхронный двигатель, согласно
графика нагрузки привода не требуется плавного пуска и остановки привода,
выберем асинхронный двигатель с короткозамкнутым ротором. Для предотвращения
перегрева двигателя он должен быть обдуваемым.
Определяем требуемую мощность на валу электродвигателя по следующей
формуле [6, стр. 168]:
где -
мощность на приводном валу, имеем заданное значение ; - КПД привода, в рассматриваемом случае имеем
где - КПД муфты, , принимаем ; - КПД редуктора, для конического одноступенчатого редуктора , принимаем ; - КПД цепной передачи ,принимаю
Таким образом требуемая мощность электродвигателя составляет:
Определяем желаемый диапазон частоты вращения ротора
электродвигателя:
где -
частота вращения приводного вала, имеем заданное значение ; - рекомендуемое значение
передаточного числа привода, определяем по формуле [6, стр. 169]:
где - рекомендуемое значение передаточного числа цепной передачи;
Для ременных передач, согласно данным [6, табл. 11.2]: ; - рекомендуемое значение передаточного
числа редуктора; Для одноступенчатых редукторов конического типа, согласно
данным [6, табл. 11.2]:
В этом случае диапазон вращения ротора будет составлять:
Согласно табл. 29 [1, Т3, стр. 804] выбираем двигатель серии АИР с номинальной мощностью и частотой вращения, входящей в расчетный диапазон:
Таблица 1. Список электродвигателей
При выборе электродвигателя необходимо учесть, что двигатели с большой
частотой (синхронной 3000мин -1 ) имеют низкий ресурс, их применение
приводи к увеличению передаточных чисел и скоростей скольжения элементов
привода, это сокращает срок службы элементов и приводит к увеличению габаритов
и стоимости привода. Двигатели с низкими частотами (синхронной 750мин -1 )
металлоемки и имеют большую стоимость, их применение оправдано при низких частотах
вращения приводного вала [8, стр. 40].
Применение электродвигателей АИР132М2У3 и АИР160М8У3 не оправдано по
отмеченным выше причинам. Для оптимального выбора электродвигателя произведем
разбивку передаточных чисел привода согласно стандартному ряду по ГОСТ 2185-66,
данные представлены в таблице 2.
Предпочтение отдадим варианту, выделенному курсивом, так как при этом
будет наименьшее отклонение от заданной в ТЗ частоты вращения приводного вала.
Выбираю электродвигатель АИР160S6У3 исполнение . Для данного электродвигателя:
мощность электродвигателя ; отношение максимального момента к номинальному ; частота вращения ротора ; диаметр посадочного места ротора ; длина посадочного места ротора
Определяем частоты вращения валов привода [6, стр. 169]:
Отклонение от заданной в ТЗ частоты вращения
приводного вала составляет 1,0%, что лежит в допускаемых пределах,
следовательно в выборе других параметров нет необходимости.
Определяем номинальные вращающие моменты на валах привода [6, стр. 170]:
В современном редукторостроении для конических передач применяют
следующие типы зубьев:
Рисунок 3.1 - Типы зубьев зубчатых колес
Прямозубые (рис 3.1 а), косозубые (рис 3.1 б) (или тангенциальные),
касательные к некоторой окружности радиуса , и с криволинейными зубьями(рис 3.1
в) - круговыми (по дуге окружности), паллоидными (по эвольвенте) и спиральными
по логарифмической спирали). Наиболее распространенными являются передачи с
прямыми и круговыми зубьями колёс.
Прямозубые конические передачи в основном применяются в тихоходных
устройствах (окружная скорость колес ), к которым не предъявляют особых
требований к их габаритам и весу, а также к уровню шума, и изготавливаемых в
масштабах единичного и мелкосерийного производства.
В курсовом проектировании принимаем прямые зубья.
Для конических колёс основное применение в условиях мелкосерийного
производства получили следующие виды термообработки зубьев: улучшение. Согласно
назначенной обработки можно применить сталь 45, 40Х. Сталь 40Х будет обладать
более высокими механическими свойствами, особенно антифрикционными, чем сталь
45.
Окончательно назначаем улучшение для шестерни, для колеса -улучшение.
Твердость колес ограничивают технологическими условиями с целью обеспечения
достаточной стойкости режущего инструмента.
При мелкоерийном производстве конических колёс небольших размеров
(<600мм) в качестве заготовок используют штамповку, полученную в
двухсторонних закреплённых штампах.
Метод нарезания колес: обкатка резцовыми головками.
Степень точности 8-В ГОСТ 1758-81. "8" показывает, что передача
общего назначения, а "В", что передача нереверсивная с нормальным
боковым зазором. Для силовых конических передач при скорости вращения принимаем 8-ю степень точности.
Финишной операцией будет служить чистовая обработка зубьев колёс
резцовыми головками до получения шероховатости рабочих поверхностей Ra 2,5 , а переходных Ra 5.
Определим допускаемые контактные и изгибные напряжения для выбранных
ранее параметров материалов.
Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни [6, стр. 171]:
где - предел выносливости по контактным напряжениям; - коэффициент долговечности, изменяется в пределах 1≤ ≤2,4.
Эквивалентное число циклов нагружения:
где п - частота вращение колеса, мин -1 ; t - расчетный ресурс редуктора, ч ;
- относительное значение крутящего
момента на i -й степени графика нагрузки; - относительная продолжительность
действия крутящего момента i -й
ступени графика нагрузки [6, стр. 171]:
= - коэффициент долговечности, принимаем = 1. Коэффициент запаса
(безопасности) - = 1,1 (так как улучшение) [6, стр. 171]:
Определяем допускаемые контактные напряжения для колеса :
= - коэффициент долговечности, принимаем =1. Коэффициент запаса (безопасности)
= 1,1 (так как улучшение):
Расчетное значение допускаемых контактных напряжений для
конической прямозубой передачи [6, стр. 171]:
Допускаемые контактные напряжения при перегрузке:
Определяем допускаемые изгибные напряжения для шестерни [6,
стр. 172]:
где предел выносливости коэффициент запаса определяем по таблице 2.3 [6, стр.
172]:; - для улучшения; = 1,75; = 4∙10 6 ; = 1 так как передача нереверсивная и
улучшение.
Определяем допускаемые изгибные напряжения для колеса
= 1,75; = 4∙10 6 ; = 1, так как передача нереверсивная и
улучшение.
Допускаемые изгибные напряжения при перегрузке:
Наиболее характерным видом повреждения зубьев будет усталостное
контактное выкрашивание, наблюдаемое вблизи полюсной линии зацепления колёс,
имеющих твёрдость рабочих поверхностей зубьев ниже 45HRC и работающих в
закрытых корпусах с обильной жидкой смазкой. Т.к. основным видом повреждений
зубьев закрытых прирабатывающихся передач является усталостное контактное
выкрашивание их рабочих поверхностей, то проектировочный расчёт ведём по
условию контактной выносливости зубьев. В результате этого расчёта определяется
максимальный диаметр делительного конуса колеса d e 2 , мм.
Проектный расчет выполняем по ГОСТ 21354-75. Диаметр внешней делительной
окружности колеса [6, стр. 187]: при
где - крутящий момент на колесе; - коэффициент, учитывающий
концентрацию нагрузки по длине зуба; при консольном расположении шестерни
ориентировочно принимаем ; - передаточное число редуктора; где - вспомогательный коэффициент (для
колёс с прямыми зубьями ); - расчетное значение допускаемого контактного напряжения; для
конических прямозубых передач .
По ГОСТ 12289-76 принимаем . Выбираем ближайшее меньшее с
последующей проверкой. При и имеем по ГОСТ 12289-76 ширину зубьев зубчатого колеса [6, стр. 187].
Число зубьев шестерни [6, стр. 187]
Угол при вершине делительного конуса шестерни
Вычисляем фактическое значение передаточного числа [6, стр. 187]:
Определим отклонение ΔU фактического передаточного числа U ф от стандартного (номинального) значения U и сравним с его допускаемым (ГОСТ
12289-76) значением [ΔU] [6, стр. 187]:
Определяем максимальный (производственный) окружной и нормальный модули
прямозубых колес [6, стр. 188]:
В отличие от цилиндрических модуль конических передач можно не
согласовывать со стандартным значением.
Диаметр внешней делительной окружности шестерни [6, стр. 188]:
Внешнее конусное расстояние [6, стр. 188]:
Уточняем коэффициент ширины зубчатого венца [6, стр. 188]:
, который находится в рекомендуемых стандартном пределах .
Среднее конусное расстояние [6, стр. 188]:
Средний окружной и нормальный модули [6, стр. 188]:
Средние делительные диаметры шестерни и колеса соответственно [6, стр.
188]:
Считаем окружные скорости на средних диаметрах делительных конусов
шестерни и колеса [6, стр. 188]:
Следовательно, ранее принятую 8-ую степень точности оставляем без
изменения.
Произведем проверочные расчеты передачи по контактным и изгибным
напряжениям.
Проверка контактной выносливости поверхностных слоёв зубьев колёс
конических передач с круговым зубом проводится по условию [6, стр. 188]:
где - контактное напряжение, возникающее вблизи полюсной линии
зубьев при номинальном нагружении; - коэффициент, учитывающий
динамичность нагрузки, возникающую в зацеплении; - коэффициент, учитывающий
неравномерность распределения нагрузки по длине зуба;
Коэффициент концентрации нагрузки определяем в зависимости от
твердости колес и схемы их расположения. Исходным данным для выбора данного
коэффициента является , тогда при консольном расположении колес и установки их на
роликоподшипниках [6, стр. 189] .
Коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки, возникающую в зацеплении определяем в зависимости от степени
точности и скорости скольжения [6, стр. 181] .
При проведении проверочного расчёта на контактную выносливость зубьев
допускается перегрузка до 3% или недогрузки до 15% [6, стр. 189]. В нашем
случае недогрузка составляет 13%, что является допустимым!
Условие прочности по напряжениям изгиба [6, стр. 189]:
Коэффициент концентрации нагрузки определяем по формуле [6, стр. 190] .
Коэффициент динамичности нагрузки принимаем [6, стр. 190] .
Коэффициент формы зуба и определяем по [6, стр. 184] при эквивалентном числе зубьев и .
В нашем случае, учитывая, что , получаем
Значение напряжений изгиба зубьев колеса и шестерни соответственно:
Зубья значительно недогружены по напряжениям изгиба, но уменьшать ширину
зуба и прочность материала нельзя, запас по контактным напряжениям мал.
Проверяем зубья на прочность при пиковых перегрузках. Под пиковой перегрузкой
будем понимать возникший при пуске максимальный момент электродвигателя.
Отношение указано в таблицах каталога. Проверяем на контактную прочность при
пиковых перегрузках
Следовательно, местная пластическая деформация зубьев будет
отсутствовать. Проверяем на изгибную прочность при перегрузке
Следовательно, пластическая деформация зубьев будет отсутствовать.
Расчет геометрических характеристик конических передач с прямыми зубьями
проводят по ГОСТ 19624-74 [6, стр. 191]. Исходный контур по ГОСТ 13754-81 имеет
параметры: ; ; . Высота головки зуба в расчетном (среднем) сечении шестерни
и колеса соответственно
Высота ножки зуба в среднем сечении шестерни и колеса соответственно
Окружные усилия на средних диаметрах делительных конусов колёс [6, стр.
192]:
Радиальное усилие на колесе F r2 , равное по модулю осевому
усилию на шестерне F a1 , составляет:
Осевое усилие на колесе Fa 2 , равное по модулю радиальному
усилию на шестерне Fr 1 , определяют по зависимости
Исходные данные: частота вращения малой звездочки мощность на малой звёздочке передаточное число ; характер нагрузки - легкие толчки,
угол наклона линии центров передачи к горизонту - 0°.
Произведем оценку ориентировочно (с последующим уточнением) ожидаемой
величины расчетной (средней) скорости (м/с) движения цепи [5,8]:
Исходя из средней скорости по рекомендациям [8] назначаем:
. Тип цепной передачи. Среднескоростная передача ( )изготавливается в полузакрытом
исполнении, заключенная в легкий кожух.
2. Тип приводной цепи. Приводная роликовая однорядная цепь ГОСТ 13568-75 .
. Вид основного (торцового) профиля зубьев звездочек передачи. прямолинейный
ГОСТ 592-81.
. Способ смазки шарниров цепи. Периодическое (через 120¼180 ч) пластичное внутришарнирное
смазывание.
Назначаем число зубьев меньшей звездочки в зависимости от передаточного числа
по рекомендациям [8]. Причем
желательно применение нечетного числа зубьев звездочки, потому что это
сочетании с четным числом звеньев цепи способствует более равномерному износу
передачи. При значение , принимаем .
Определяем число зубьев большей звездочки из условия [5]:
Определение фактического значения передаточного числа передачи и его относительное отклонение от
требуемого значения , отклонение от
требуемого значения не должно превышать ±12%. В нашем случае:
Что является допустимым, следовательно, нет необходимости в коррекции
принятых значений чисел зубьев звездочек. В дальнейшем расчете можно
использовать требуемое значение передаточного числа .
Назначаем шаг цепи по условию , где - наибольший рекомендуемый шаг цепи,
определяем по [6, стр. 221] в зависимости от . При имеем . Принимаем , по ГОСТ 13568-75. Определение
расчетного (среднего) значения (м/с), скорости движения цепи будем вести по зависимости
[7]:
где - коэффициент, учитывающий
динамичность приложенной нагрузки, выбираемый в зависимости от характера
нагрузки [8, табл. 3] (при нагрузке с малой неравномерностью). Принимаем , т.к. характер нагрузки - легкие
толчки. - натяжение цепи от действия
центробежных сил на звездочках. - натяжение цепи от провисания холостой ветви. Так как силы и малы по сравнению с то с достаточной степенью точности
ими можно пренебречь.
Допускаемый коэффициент запаса статической прочности цепи , выбираем по [5, табл. 3.3.11] в
зависимости от и . При заданных величинах имеем , тогда:
По ГОСТ 13568-75 принимаем цепь с . При назначаем цепь ПР-25,4-6000, имеющую
следующие характеристики: - наружный диаметр ролика цепи; - расстояние между внутренними
поверхностями пластин внутренних звеньев цепи; - погонная масса цепи; - статическая нагрузка, разрывающая
цепь; - площадь проекции опорной
поверхности шарнира цепи на его диаметральную плоскость; - шаг цепи. Определение расчетной
(средней) величины МПа давления в шарнирах цепи [5,8]:
Допускаемое давление: , где - допускаемое давление в шарнирах цепи, полученное при
испытаниях типовой передачи в средних условиях эксплуатации, принимают в
зависимости от шага цепи и частоты вращения ([5] табл. 3.3.10). При мм и имеем .
Коэффициент, учитывающий различие условий эксплуатации и типовых условий
испытаний цепей [7]:
где - коэффициент, учитывающий
динамичность приложенной нагрузки, выбираемый в зависимости от характера
нагрузки [8, табл. 3] (при нагрузке с малой неравномерностью). Принимаем , т.к. характер нагрузки - легкие
толчки. - коэффициент учитывающий межосевое
расстояние (длину цепи) [5, табл. 3.3.3]. Так как к межосевому расстоянию не
предъявляются особые требования, принимаем . - коэффициент, учитывающий способ
натяжения цепи [5, табл. 3.3.4]. Так как регулировка будет производиться
перемещением звездочки, принимаем . - коэффициент, учитывающий наклон
передачи к горизонту [5, табл. 3.3.5]. Так угол наклона 0, принимаем . - коэффициент, учитывающий качество
смазывания передачи и условия ее работы [5, табл. 3.3.6]. Так как в воздухе
рабочего помещения находиться пыль, а так же принято периодическое (через 120¼180ч) пластичное внутришарнирное
смазывание, принимаем . - коэффициент, учитывающий режим работы передачи [5, табл.
3.3.8]. Так как работа трехсменная .
В итоге цепь ПР-25,4-6000 проходит по давлению в шарнирах.
Определение делительных диаметров звездочек [5]:
Определяем межосевое расстояние передачи:
Так как к межосевому расстоянию не предъявляются особые требования ( ), принимаем ориентировочно
Длина цепи, выраженная в числах звеньев цепи:
Четное число звеньев позволяет не принимать специальные соединительные
звенья, кроме этого, в сочетании с нечетным количеством зубьев звездочек
способствует более равномерному износу элементов передачи. Принимаем .
Для обеспечения долговечности цепи должно соблюдаться условие:
где - число ударов цепи в секунду; - допускаемое число ударов в секунду,
принимаемое по [6, табл. 11.32] в зависимости от шага цепи. При выбранном имеем , тогда:
То есть цепь будет иметь достаточную долговечность.
Уточняем межосевое расстояние передачи:
Для получения нормального провисания холостой ветви цепи, необходимого
для нормальной работы передачи, расчетное межосевое расстояние уменьшаем на
Принимаем монтажное межосевое расстояние передачи
Оценим возможность резонансных колебаний цепи:
Резонансные колебания цепи отсутствуют.
Определяем нагрузку на валы передачи:
С достаточной степенью точности можно принимать, что нагрузка на вал
направлена по линии центров передач и составляет так как угол наклона линии центров
передачи к горизонту 0°.
Убедимся в правомочности допущения и .
Действительно силы и . составляют менее 5% от .
Выбор марки смазочного материала шарниров цепи:
Выберем периодическое (через 120...180ч) пластичное внутришарнирное смазывание,
осуществляемое погружением предварительно промытой в керосине цепи в подогретый
до жидкого состояния пластичный смазочный материал. Так как для смазывания
шарниров цепи выбран пластичный смазочный материал, то его марку можно
назначить в зависимости от условий работы цепи. Примем марку смазочного
пластичного материала: "Солидол Синтетический" ГОСТ 4366-64. Группа
точности изготовления звездочек I, так как скорость цепи 2,87 м/с, которая
соответствует 1 степени точности звездочек с профилем зубьев по ГОСТ 591-69.С целью унификации производства
выберем материал из которого будут изготавливать звездочки, такой же как и
материал зубчатых колес - сталь 40Х. Для построения чертежей венцов звездочек
воспользуемся программной средой "Компас 3D V-12" для выполнения
построения получены необходимые данные, а именно: шаг цепи и число зубьев
каждой из звездочек. Определим параметры ступиц звездочек. Исходными данными
является диаметр валов. Проектный расчет валов выполняется по напряжениям
кручения, т.е. при этом учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и
переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации
приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение
применяют заниженными, так как передача тихоходная, принимаем значение .Проектный расчет ставит целью
определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее длину l
и диаметр d [7, табл. 7.1, стр. 108].
С учетом ослабления вала шпонкой, рекомендуется увеличить диаметр вала на
10%. Таким образом, d ц = 1,1∙ d рц =1,1∙ 31,1= 34,2мм. Принимаем . По рекомендациям [5, стр. 21]:
диаметр ступицы, принимаем , длина ступицы, принимаем
Муфта, соединяющая приводной вал с редуктором, называется приводной, а
двигатель с редуктором - моторной. В качестве приводных используют
компенсирующие жесткие муфты, а в качестве моторных - компенсирующие мягкие [6,
стр. 216].
Исходные данные : тип муфты - компенсирующая, передаваемый момент Т э
= 81 Н · м ; режим работы нереверсивный с легкими толчками;
поломка муфты не приводит к аварии машины.
. Определяем расчетный момент муфты [6, стр. 216].
где - номинальный момент на муфте, = 24 Н · м ; - коэффициент режима работы.
где К 1 - коэффициент безопасности, К 1
= 1,0 - поломка муфты не вызывает аварию машины [6, стр. 216]; К 2
- коэффициент, учитывающий характер нагрузки, К 2 = 1,3 - при
нереверсивной нагрузке со средней неравномерностью [6, стр. 216].
В нашем случае К=К 1 · К 2 = 1,0·1,5
= 1,5;
2. Наибольшее применение из упругих компенсирующих муфт имеет муфты: МУВП
ГОСТ 21424-93; МРЗ ГОСТ 14084-93.
Муфту выбираем по каталогу так, чтобы соблюдалось условие
В нашем случае диаметр вала электродвигателя .
МУВП: - посадочный диаметр; - допускаемый расчетный момент; - длина муфты для первого
исполнения; - диаметр муфты; радиальное смещение не более 0,3мм.
МРЗ: - посадочный диаметр; - допускаемый расчетный момент; - длина муфты для первого
исполнения; - диаметр муфты; радиальное смещение не более 0,3мм.
Определяем усилие, действующее со стороны муфты на вал.
Определяем силу , действующую со стороны муфты на вал, вследствие неизбежной
несоосности соединяемых валов.
Не смотря на то, что МУВП имеет большее
воздействие на вал, ее использование оправдано по следующим причинам:
. МУВП имеет стандартные расточки под
конический конец вала-при такой компоновке уменьшаться диаметры быстроходного
вала.
. Наименьший диаметр расточки
полумуфты в переделах одного крутящего момента для МУВП равен 40мм, для МРЗ
равен 42мм.
Принимаем МУВП 48-1-40-4 ГОСТ 21424-93
Выбор обоснован тем, что данная муфта имеет наименьшие габариты и и
возможность использовать диаметр расточки 40мм.
Определим возможность посадки муфты на вал. В нашем случае: ; ; Суммарный изгибающий момент: . Эквивалентный момент Определяем расчетный диаметр вала под
полумуфтой: . С учетов ослабление вала шпонкой имеем . Принимаем
Окончательно выбираем муфту с резиновой звездочкой с различным диаметром
расточек полумуфт
Принимаем МУВП 38-1-30-4 ГОСТ 21424-93.
Данные: крутящий момент на быстроходном валу ; крутящий момент на тихоходном валу ; окружная сила ; осевая сила на шестерне ; радиальная сила на шестерне ; диаметр шестерни ; средний делительный диаметр колеса ; сила на вал от муфты и цепи соответственно.
Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов
являются прочность и выносливость. Они испытывают сложную деформацию -
совместное действие кручения, изгиба и растяжения (сжатия). Но так как
напряжения в валах от растяжения небольшие, в сравнени19и с напряжениями от
кручения и изгиба, то их обычно не учитывают. Редукторный вал представляет
собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого
зависят от количества и размеров установленных на вал деталей [1,6]. Для валов
основное применение в условиях мелкосерийного производства получили следующие
виды термообработки валов: улучшение, закалка ТВЧ и цементация [5,6]. Согласно
назначенной обработке можно применить сталь 45, 40Х. Сталь 40Х будет обладать
более высокими механическими свойствами, применяем ее для быстроходного вала,
для тихоходного вала - Сталь 45. Окончательно назначаем для быстроходного и
тихоходного - улучшение. Согласно таблице 11.3 [6, стр. 170] определяем
параметры для материалов.
Таблица 12.1 Механические характеристики заготовок
Эскизная компоновка устанавливает расположение колес редукторной пары,
элемента открытой передачи и муфты относительно опор (подшипников); определяется
расстояние между точками приложения реакций валов. Эскизная компоновка
выполняется в соответствии требованиям ЕСКД [5,6]. Редукторный вал представляет
собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого
зависят от количества и размеров установленных на вал деталей [7, стр. 107].
Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры
каждой ступени вала: ее длину l и диаметр d [7, табл. 7.1, стр.
108]. Типовая конструкция быстроходного вала одноступенчатого цилиндрического
редуктора представлена на рис. 8.1. [5, 6]. При компоновке редуктора учитываем
размеры первых ступеней валов и их длины. Пользуясь рекомендациями [5, 6]
определяем параметры ступеней вала. Значения высоты буртика t ,
ориентировочные величинe
фаски ступицы f и координату фаски подшипника r определяем в
зависимости от диаметра ступени d [7, стр. 109]. Выбираем предварительно
подшипники. Наиболее рациональный тип подшипника для различных условий работы
редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой
мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты
вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой
стоимости, схемы установки. Предварительно произведем выбор подшипников для каждого
из валов редуктора [7, стр. 107]. В соответствии с табл. 7.2 [7, стр. 109]
принимаем:
а) схема установки подшипников: "враспор";
б) тип подшипников: радиально-упорные роликовые средней серии диаметров.
Рисунок 14.1 - Эскизная компоновка редуктора
Основываясь на предварительной компоновке редуктора и [2, стр. 285]
ориентировочно назначаем длины участков: ; и . Определяем согласно расчетной схеме
на рис.14.1 реакции опор в вертикальной плоскости из условия равновесия:
Проверка: ; Следовательно, реакции найдены верно.
Реакции опор в горизонтальной плоскости из условия равновесия
Проверка: ; Следовательно, реакции найдены верно.
Дополнительно со стороны муфты на вал действует сила в вертикальной
плоскости:
Определяем изгибающие моменты в характерных сечениях вала.
в вертикальной плоскости для среднего сечения шестерни
- в вертикальной плоскости под подшипником В:
в вертикальной плоскости под подшипником А:
в горизонтальной плоскости под подшипником В:
Рисунок12.2 - Расчетная схема быстроходного вала
Определяем суммарные изгибающие и эквивалентные моменты:
Определяем диаметры вала по зависимости
где - эквивалентный момент, вычисленный по III гипотезе прочности; - допускаемые изгибные напряжения.
Для обеспечения достаточной жесткости вала рекомендуется принимать в
зависимости от материала и диаметра [5, стр. 324]. Принимаем .
Определяем расчетный диаметр вала под шестерней
С учетом ослабления вала, рекомендуется увеличивать диаме
Похожие работы на - Привод к горизонтальному валу Курсовая работа (т). Другое.
Реферат На Тему Вакцинация Населения
План производства и реализации продукции
Реферат: Видання нормативно-правових або розпорядчих актів які змінюють доходи і видатки бюджету всупере
Реферат: Exchange Rate 2 Essay Research Paper International
Реферат: Строение цветкового растения: корень, цветок и плод
Профессиональная Педагогическая Этика Реферат
Реферат: Презумпция невиновности
Отчет По Практике Хлеба
Реферат: Семипалатинск
Реферат Главный Лист
Этика воспитательного процесса
Контрольная работа по теме Объёмы производства и реализации продукции
Курсовая работа: Состояние информатизации украинского общества на 2003 год. Скачать бесплатно и без регистрации
Отчет По Учебной Практике В Вузе
Контрольная работа по теме Электротехнические и конструкционные материалы
Реферат по теме Физкультура в жизни студента
Дроби Основное Свойство Дроби Контрольная Работа
Дипломная работа по теме Автоматизированная система проведения маркетинговых исследований в Белгородском филиале МЭСИ
Реферат На Тему Боги Древней Греции
Реферат На Тему Участники Гражданского Процесса
Реферат: The Bond Maid Essay Research Paper In
Реферат: Президент США Ж. Кеннеди
Контрольная работа: Правовое регулирование водных и лесопользовательских отношений