Автор работы: Пользователь скрыл имя, 09 Июня 2012 в 15:47, курсовая работа
Потребляемую мощность (кВт) привода (мощность на выходе) задана:
Pв = 27 кВт.
Тогда требуемая мощность электродвигателя [1, стр. 5]
Pэ.тр = Pв/ηобщ,
где ηобщ = η1 η2 η3 ...
Здесь η1, η2, η3 ... - КПД отдельных звеньев кинематической цепи, ориентировочные значения которых с учетом потерь в подшипниках можно принимать по табл. 1.1 (1, стр. 6).
Введение
1. Кинематический расчет привода
1.1 Подбор электродвигателя
1.2 Уточнение передаточных чисел привода
1.3 Определение частот вращения и вращающих моментов на валах
2. Расчет цилиндрической передачи
2.1 Выбор твердости, термической обработки и материала колес
2.2 Определение допускаемых контактных напряжений
2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба
2.4 Проектный расчет
2.4.1 Межосевое расстояние
2.4.2 Предварительные основные размеры колеса
2.4.3 Модуль передачи
2.4.4 Суммарное число зубьев
2.4.5 Число зубьев шестерни и колеса
2.4.6 Фактическое передаточное число
2.4.7 Диаметры колес
2.4.8 Размеры заготовок
2.4.9 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
2.4.10 Силы в зацеплении
3. Эскизное проектирование
3.1 Проектные расчеты валов
3.2 Расстояние между деталями передач
3.3 Выбор типов подшипников
3.4 Схемы установки подшипников
3.5 Составление компоновочной схемы
4. Конструирование зубчатых колес
4.1 Шестерня
4.2 Зубчатое колесо
5. Подбор шпоночных соединений
5.1 Подбор шпоноки для соединения зубчатого колеса и вала
5.2 Подбор шпонок входного и выходного хвостовиков
6. Подбор подшипников качения на заданный ресурс
6.1 Подшипники быстроходного вала
6.2 Подшипники тихоходного вала
7. Конструирование корпусных деталей
8. Конструирование крышек подшипников
9. Расчет валов на прочность
9.1 Входной вал
9.2 Выходной вал
10. Выбор манжетных уплотнений
10.1 Входной вал
10.2 Выходной вал
11. Выбор смазочных материалов и системы смазывания
12. Расчет муфт
13. Порядок сборки привода, выполнение необходимых регулировочных работ
Список используемой литературы
L1 = 44.5 мм; L2 = 44.5 мм; L3 = 67 мм; L4 = 40 мм.
Действующие номинальные нагрузки:
Ft = 7241.54 Н (тяговая нагрузка в зацеплении);
Fr = 2635.92 Н (радиальная нагрузка в зацеплении);
Fa = 0 Н (осевая нагрузка в зацеплении);
T = 1278.39 Н∙м.
Расчетная схема вала для построения эпюры Mx (на схеме Py(b)=Fr):
Эпюра Mx:
Расчетная схема вала для построения эпюры My (на схеме Py(b)=Ft):
Эпюра My:
Расчетная схема вала для построения эпюры N:
Эпюра N (осевые факторы):
Расчетная схема вала для построения эпюры Mкр:
Эпюра Mкр:
Очевидно, что опасным является место зубчатого зацепления, в котором действуют все виды внутренних факторов. Рассмотрим его:
Mx = 58649 Н∙мм;
My = 161124 Н∙мм;
F = 0 Н;
Mк = 1278 Н∙м;
Mmax = 462958.7 Н∙мм;
Fmax = 2.7 ∙ 0 = 0 Н;
Mкmax = 2.7 ∙ 1278 = 3450.6 Н∙м.
Диаметр в сечении: d = 49.5 мм.
Размеры шпоночного соединения (см. рис. 12): b = 0 мм; h = 0 мм.
W = 11907.36 мм3;
Wк = 23814.72 мм3;
A = 1924.42 мм2.
σ = 38.88 МПа;
τ = 144.89 МПа.
Частные коэффициенты запаса:
STσ = 19.29;
STτ = 3.11;
Общий коэффициент запаса:
ST =3.07.
Полученный коэффициент запаса не дает сомнения в прочности вала. Принимаем ранее расчитанные параметры окончательными.
10. Выбор манжетных уплотнений
Назначим манжеты по ГОСТ 8752-79. Выбор манжеты осуществляется таким образом, чтобы согласовывались диаметр отверстия манжеты и диаметр вала d, наружный диаметр D1, ширина манжеты h1 с соотеветсвующими размерами.
Рис. 13 [1, стр. 430]
В данном проектном расчете при подборе манжет будем учитывать только равенство диаметра вала и отверстия манжеты.
Назначаем тип манжет 1. Наружный диаметр D1 соответствует ряду 1 ГОСТа.
10.1 Входной вал
Размеры манжеты из ГОСТ 8752-79:
d = 30 мм;
D1 = 52 мм;
h1 = 10 мм.
10.2 Выходной вал
Размеры манжеты из ГОСТ 8752-79:
d = 40 мм;
D1 = 60 мм;
h1 = 10 мм.
11. Выбор
смазочных материалов и
Для уменьшения потерь мощности на трение, снижение интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, задиров, коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание трущихся поверхностей. [1, стр. 172]
Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колоса при вращении увдекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей. [1, стр. 172]
Картерное смазывание применют при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0,3 до 12,5 м/c. При более высоких скоростях масло сбрасывает с зубьев центробежная сила и зацепление работает при недостаточном смазывании. Кроме того, заметно возрастают потери мощности на перемешивание масла, повышается его температура. [1, стр. 172]
Окружная скорость проектируемого зацепления (см. пункт "Расчет межосевого расстояния"):
ν = 2.77 м/с.
Картерная система смазывания подходит для проектируемой передачи.
Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин.
Преимущественное применение имеют масла. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимость от контактного напряжения о окружной скорости колес (табл. 10).
Таблица 10 [1, табл. 11.1]
Контактные напряжения σH, МПа |
Рекомендуемая кинематическая вязкость, мм2/c при окружно скорости м/c | ||
до 2 |
2…5 |
св. 5 |
Для зубчатых передач при 40о C | ||||
До 600 600…1000 1000…1200 |
34 60 70 |
28 50 60 |
22 40 50 | |
Для червячных передач при 100о C | ||||
До 200 200…250 250…300 |
25 32 40 |
20 25 30 |
15 18 23 | |