- •1.Кінематичний розрахунок приводу.
- •Допустимі контактні напруження на поверхнях зубців.
- •Допустимі напруження згину. Коефіцієнт довговічності:
- •Допустимі напруження згину зубців в передачі.
- •2.2. Розрахунок циліндричного редуктора.
- •Коефіцієнт
- •4.Конструктивні розміри шестерень і зубчастих коліс
- •5. Конструктивні розміри корпуса редуктора
- •6. Перевірка довговічності підшипників
- •7. Розрахунок валів на витривалість
- •8. Підбір і перевірка шпонкових з’єднань
- •9. Підбір і розрахунок муфти
- •10. Вибір мащення для зубчастих коліс і підшипників
- •Бібліографічний список
Зміст
Зміст 3
Вступ 3
1.Кінематичний розрахунок приводу. 4
1.1 Початкові дані для розрахунку. 4
1.2 Вибір електродвигуна. 5
2.Розрахунок редуктора. 8
2.1.Матеріали і допустимі матеріали зубчастих коліс. 8
2.2. Розрахунок циліндричного редуктора. 10
2.3. Розрахунок конічної передачі. 16
3.Розрахунок валів 21
4.Конструктивні розміри шестерень і зубчастих коліс 22
5. Конструктивні розміри корпуса редуктора 23
6. Перевірка довговічності підшипників 24
7. Розрахунок валів на витривалість 27
8. Підбір і перевірка шпонкових з’єднань 31
9. Підбір і розрахунок муфти 33
10. Вибір мащення для зубчастих коліс і підшипників 33
Бібліографічний список 34
Вступ
Основними вимогами яким повинні відповідати сучасні машини являється забезпечення високої продуктивності. Однак побудова високопродуктивних машин зв’язана з підвищенням швидкості руху їх деталей і вузлів, що веде до підвищення навантаження на їх деталі. Одночасно з цим кожна машина повинна мати по можливості просту кінематичну схему, бути зручною в експлуатації і забезпечувати безпеку роботи. Тому курсове проектування являється можливим етапом вивчення курсу деталей машин.
Розрахувати чи спроектувати ту чи іншу машину – значить в відповідності з завданням по умовах роботи і режиму її навантаження утворюється нова, більш сучасна машина. Конструкцію розробляють найбільш раціональною, встановлюють найбільш раціональну форму і основні розміри її деталей, які б забезпечували постійну і безпечну роботу проектованої машини в цілому.
В процесі самостійного використання курсового проекту у студентів виробляється відповідна методика розв’язку складальних задач конструювання, розвиваються конструктивні навики мислення творчі можливості.
1.Кінематичний розрахунок приводу.
1.1 Початкові дані для розрахунку.
Основними початковими даними для розрахунку цього розділу є завдання до курсового проекту, де подано:
─ Схему приводу
─ Рn –потужність на веденому валу приводу, кВт (Рn=2,8 кВт)
─ 13,0 рад/с - кутова швидкість веденого вала приводу (13,0 рад/с)
Рис.1. Схема установки
1.2 Вибір електродвигуна.
Потужність електродвигуна
Pдв==кВт
=
к.к.д. приводу;
к.к.д.конічної передачі;
к.к.д. циліндричної передачі;
к.к.д. муфти;
к.к.д. підшипників.
Потужність ведучого вала приводу:
Р2=Рдв = 2,8·= 3,09 кВт
Рдв - потужність електродвигуна вала,кВт
Потужність веденого вала приводу:
Р3=2,8 кВт
Приймається асинхронний електродвигун з синхронною частотою обертання 1000об./хв, потужністю 4 кВт, марки 4А112МВ6.
Частота обертання вала електродвигуна n=955 об/хв. Частота обертання веденого вала:
n===124,2 об/хв
w3- кутова швидкість вихідного вала рад/с.
1.3. Кінематичні розрахунки
Передаточне число приводу.
U===7,68
n- частота обертання ведучого вала; об/хв..
n- частота обертання веденого вала; об/хв..
Передаточне число пасової передачі.
Uп = U/ Uр = 7,68/3,15 = 2,44
Up- передаточне число редуктора, приймаємо Up=3,15.
Частота обертання проміжного вала:
n2 = об/хв.
n1 - частота обертання ведучого вала, об/хв.
U1 – передаточне число редуктора.
Кутова швидкість валів
===99,9 рад/с
===31,73 рад/с
1.4 Крутні моменти на валах привода.
T= 103, Нм
де - Р- потужність на окремих валах привода,кВт
- кутова швидкість, рад/с.
Т1=103 =103 = 32,53 Нм
Т2=103 =103 =97,3 Нм
Т3=103 =103 = 215,38 Нм
Результати кінематичних розрахунків приводу
Вал |
Р, кВт |
n, об/хв |
,рад/с |
T,Н м |
U |
1 |
3,25 |
955 |
99,9 |
32,53 |
3,15 2,44 |
2 |
3,09 |
303,17 |
31,73 |
97,3 | |
3 |
2,8 |
124,2 |
13 |
215,38 |
2.Розрахунок редуктора.
2.1.Матеріали і допустимі матеріали зубчастих коліс.
Для виготовлення зубчастих коліс приймаємо сталь однакову для шестерні і колеса марки 40Х, ІІІ групи матеріалів, для якого ТО колеса і шестерні покращення і гартування СВЧ, 45…56 HRC
Середня твердість матеріалу шестерні і колеса:
НВсер=0.5(НВmin+HBmax);
HB min-мінімальна твердість.
HB max-максимальна твердість
для колеса і колеса НВ1 сер = НВ2сер=0.5(45+56)10=505
Базове число циклів навантажень при розрахунках на контактну міцність:
Nно1=(НВ2сер)3=505 ∙ 106 =128787625
де НВ2сер-середня твердість матеріалу зубчастого колеса.
НВ1сер-середня твердість матеріалу шестерні.
Дійсне число циклів зміни напружень у зубцях тихохідної ступені.
- колесо N2 = 60 n2 Lh 103 = 60·110,82·20 103= 132984000
- шестерня N1 = = 132984000· 4,39 = 583799760
n2- частота обертання веденого вала, об/хв;
Lh – ресурс передачі, тис. год.;
U1- передаточне число тихохідної передачі.
Коефіцієнт довговічності при розрахунках за контактною міцністю.
- колесо KHL2 ==
- шестерня KHL1=
де – NHO2 ,NHO1- базове число циклів зміни напружень у зубцях;
N2, N1- дійсне число циклів зміни напружень у зубцях;
KHLmax- максимальний коефіцієнт довговічності;
Якщо NNL2 1,NHL1 1, тобто, NNO N, приймають KHL=0,78.