Проектирование икоструирование

Министерство образования Российской Федерации

Санкт-Петербургский государственный университет

сервиса и экономики

КОНТРОЛЬНАЯ РАБОТА

«Основы конструирования и проектирования»

Санкт- Петербург

2009

Оглавление.

1 Задание.

- Спроектировать вал редуктора по заданной схеме механизма (изображенного на рис. 1) и его ресурса.

- произвести основные проектировочные и проверочные расчеты.

- выполнить рабочий чертеж вала редуктора.

Исходные данные.

В качестве исходных данных используется схеме механизма (Рис.1) привода машины, работающий при длительной, неизменной или слабо меняющейся наибольшей рабочей нагрузке, например привод: насоса и т.п. Для передачи вращательного движения от двигателей к исполнительным элементам машин используется цилиндрическая – прямозубая передача.

Ресурс редуктора.

- Заданная долговечность привода                                                                      t∑=30000 (час.)

- Требуемая мощность тихоходного вала                                           N2=5 (КВт.)

- Требуемая чистота вращения ведомого вала                                           n2=400 (об./мин.)

- Материал вала сталь 40Х с термообработкой-улучшением, с твёрдостью поверхности  НВ=230

2 Расчет силовых и кинематических характеристик привода

Привод состоит из редуктора и электродвигателя, соединенных посредством зубчатой муфты. Соединение муфты свалом электродвигателя и быстроходным валом редуктора производится посредством призматических шпонок. Выходной (тихоходный) вал редуктора также имеет шпоночный паз для соединения с последующими ступенями машины и обеспечивающий передачу выходного крутящего момента Т2.

Рис. 1

Кинематическая схема редуктора

2.1 Определение мощности на приводном валу, выбор асинхронного электродвигателя и кинематический расчет привода.

Определение мощности на приводном валу.

мощность на приводном валу N1 определяется по формуле

  КВт

где    N2 -  мощность на приводном (тихоходном) валу;

         ηобщ. – общий К.П.Д. привода равный произведению частных К.П.Д.          кинематических пар.

η =η1×η2× η3×…ηi….×ηn×ηxподш.

где    η - число зацеплений (η=1);   X – число пар подшипников (X=2);    Ориентировочные значения частных К.П.Д. ηi

η =ηз.п.×ηxподш=0.98×0.995×0.99 2=0.956

Требуемая мощность двигателя.

    КВт.

Практически принимаем, что в рабочем диапазоне нагрузок (исключая период пуска) частота вращения ротора nдв.=const, тогда частота вращения двигателя связана с частотой вращения рабочего органа.

Выбор асинхронного электродвигателя производим из таблице 3 [1] по номинальной мощности Nдв., при условии, что

N1 < Nдв.

Тип электродвигателя 4А132М8Y3 со следующими характеристиками:

- номинальная мощность электродвигателя Nдв=5.5 КВт

- синхронная чистота вращения                    =1000 об/мин.

- диаметр вала ротора                                      dдв.=38 мм.

- кратность максимального момента              ψmax=2.2

N1 =5.23< Nдв =5.5

Частота вращения ротора двигателя при номинальной нагрузке меньше синхронной частоты и определяется по формуле

  об/мин.

где   S – коэффициент скольжения, изменяющийся в пределах 0.04 – 0.06

Принимаем равным 0.05

Кинематический расчет привода.

Определение передаточного числа редуктора по отношению частот вращения входного и выходного валов

Полученное значение лежит в рекомендованных для одноступенчатых передач пределах (от 1.6 до 8). принимаем ближайшее стандартное значение u=2.5 и уточняем частоту вращения тихоходного вала редуктора.

  об./мин.

При этом угловые скорости вращения валов рассчитаем по формулам

  рад./c

   рад./c

Вращающие моменты на быстроходном и тихоходном валах (с учетом К.П.Д.) соответственно

H м  55,28×103 Н мм

Определение действительной мощности на тихоходном валу:

N2=N1×nобщ.=5,5×0,956=5,25  КВт

Н м  131,94×103 Н мм

3 Расчет параметров зубчатых колес

В расчетах прочности  в входят ограничения по контактным напряжениям, допустимые величины которых определяются на основание механических свойств материалов зубчатых колес.

3.1 определение механических свойств материалов.

Марку материала шестерни, выбираем сталь 40Х с термообработкой-нормализацией, с твёрдостью поверхности  НВ=230, а для колеса тоже сталь 40Х с термообработкой-улучшением НВ=243

Предварительно принимаем: для шестерни диаметр заготовки до 100 мм., а для колеса до 180 мм. (по таблицы 5 [1])

- для материала шестерни: предел текучести σт=490    МПа

- для материала колеса: предел текучести σт=540     МПа

расчет допускаемого контактного напряжения для материала шестерни и колеса.

по заданной долговечности t=30000 час.

Определим число рабочих циклов

- шестерни   Nц1=60×n1×t=60×950×30000=1,7×109

- колеса        Nц2=660×n2×t=60×380×30000=0,684×109

Принимаем:

- коэффициент долговечности   КHL=1

- коэффициент безопасности     [n]=1,15

Определение допускаемого контактного напряжения для материалов зубчатой передачи.

    МПа

где   - предел контактной выносливости при базовом числе циклов (по таблицы 6 [1])

   МПа

- для шестерни:

   МПа

   МПа

- для колеса

   МПа

   МПа

4 Расчет параметров передачи

Основные размеры цилиндрических прямозубых передач внешнего зацепления определяются параметрами венца:

- числом зубьев   Z;

- модулем   m;

- коэффициентом смещения   x;

Принимаем, коэффициент учитывающий динамичность нагрузки и неравномерность зацепления kH=1,2.

Определение межосевого расстояния dw из условия контактной выносливости и выбранного значения коэффициента ширины колеса ψba=0.25

мм

Выбираем ближайшее стандартное значение   dw.=125 мм.

Принимаем нормальный модуль по соотношению:

m=(0.01 – 0.02) × dw=(0.01 – 0.02)×125=1.25 – 2.5

Выбираем стандартное значение  m,=2

Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса zw

Число зубьев шестерни Z1

Принимаем число зубьев шестерни  Z1=36

Число зубьев колеса Z2

Окончательное суммарное число зубьев

Основные размеры шестерни и колеса по следующим соотношением:

- делительные диаметры

  мм.

  мм.

- диаметры вершин зубьев

  мм

  мм

- ширина колеса прямозубой передачи при   ψba=0.25

  мм.

Принимаем:  b2=31  мм.

- ширина шестерни b1

  мм.

где   4 мм. задается превышение ширины шестерни над колесом.

- диаметры окружности впадин

  мм.

  мм.

- коэффициент ширины шестерни по диаметру

5 Конструирование валов редуктора.

Основной силой действующей на вал редуктора с прямозубой цилиндрической передачей, является крутящий момент Т2. Прочность вала, имеющего ступенчатую конструкцию в соответствии с заданием, лимитируется его цилиндрическим концом, где поперечное сечение наименьшее. Наименьший диаметр вала dв1 (см. рис 2) рассчитывается по формуле.

  мм.

где  [τ]K  - допускаемое напряжение на кручение, определяемое механическими свойствами материала вала.

В большинстве случаев вал быстроходной ступени выполнен за одно целое с шестерней, следовательно механические свойства материала   σт=490    МПа и для вала колеса.

  МПа

- на ведущем вале:

  мм.

Поскольку диаметр вала электродвигателя dдв.=38 мм., то необходимо из условия их соединения муфтой согласовать диаметры обоих валов по условию, что dв1 =0,75×dдв.=0,75×38=28,5 мм. принимаем ближайшее стандартное значение  dв1 =28  мм.

- на ведомом вале:

  мм

Принимаем: dв2 =24мм.

Остальные диаметры выбираем с учетом стандарта СЕВ 514-77

- под уплотнения  dу1 =30  мм; dу2 =26  мм.

- под подшипники  dn1 =36  мм; dn2 =36  мм.

- под ступицу колеса  dk1 =40  мм.

- длина цилиндра под ступицу колеса:

  мм.

Принимаем: lcm2  =50 мм.

- длина выходных концов вала:

  мм.

  мм.

Принимаем: lВ1  =50 мм ;  lВ2  =50 мм

6 Расчет шпоночного паза.

Размеры призматических шпонок выбираем по диаметру вала по СТ СЭВ 189-75

- для ведущего вала и колеса b × h=8 × 7

где  b – ширина шпонки;  h – высота шпонки.

Длину призматической шпонки выбираем из стандартного ряда в соответствие с расчетом на смятие по боковым сторонам шпонки.

где - LP – рабочая длина шпонки;   Т – наибольший крутящий момент с учетом динамических нагрузок при пуске или внезапном торможении;   t1 – заглубление шпонки в вал;   [σсм] – допускаемое напряжение на смятие.

где  [S] – допускаемый коэффициент запаса;   [S]=2,3  (при нереверсивной маломеняющейся нагрузке)    σТ = 400  МПа (для шпонок из чистотянутой стали 45Х)

длина шпонки рассчитывается по формуле

- для ведущего вала

Т1=55,28×103  Н×мм

t1=4  мм

  МПа

  мм

   мм

Выбираем ближайшее стандартное значение  L=16  мм

- для ведомого вала

Т2=131,94×103  Н×мм

t1=4  мм

  МПа

  мм

   мм

Выбираем ближайшее стандартное значение L=30  мм