СОДЕРЖАНИЕ


  1. Блок задания

  2. Предварительный расчет, подготовка данных для ЭВМ.

  3. Результат расчета на ЭВМ.

  4. Анализ результата и построение графиков.

  5. Порядок расчета зубчатой передачи.

  6. Предварительный расчет валов.

  7. Конструирование корпуса.

  8. Расчет подшипников и валов.

  9. Расчет составного колеса

  10. Расчет соединений

  11. Расчет муфты

  12. Выбор смазки.

  13. Инструкция пользователя для программы PR_DM_PA.

  14. Параметризация узла редуктора.

  15. Список литературы.










Вращающий момент на приводном валу.

Расчет ведется при окружной силе =5,3 кН, диаметр барабана D=400 мм и скорость ленты V=0.8 . Тогда вращающий момент

КПД привода

Мощность на приводном валу

, a , откуда

, тогда мощность на приводном валу

Требуемая мощность электродвигателя


Ориентировочное значение частоты вращения двигателя


После этого проводим по таблицам подбор электродвигателя. При этом предполагаем, что синхронная частота двигателя меньше посчитанной (т. е. 1000 ), а мощность электродвигателя больше подсчитанных 5,1229 , этим требованиям удовлетворяет электродвигатели АИР132S6 и АИРХ132S6, у которых синхронная частота вращения 1000 , а мощность равна 5.5 . По таблице определяем истинную частоту вращения электродвигателя, она равна 965 .


Передаточное число редуктора. Истинное значение.

Вращающий момент на тихоходном валу редуктора


После этого вводим следующие данные в ЭВМ:

Расчет двухступенчатого цилиндрического редуктора

Кафедра РК-3

Гришин Дмитрий.

Вращающий момент на тихоходном валу (Нм)

1060

Частота вращения тихоходного вала (мин-1)

42.9936

Срок службы в часах

10000

Номер режима работы

3

Количество редукторов в серии

1000

Коэффициент ширины колеса (если коэф.=0, то он варьируется в цикле 0.2; 0.315; 0.4; 0.63; для шевронных колес 0.135; 0.4; 0.63; 0.8)

0.25

Отношение передаточных чисел быстроходной и тихоходной ступеней (если отношение равно 0, то варьируют 0.7; 1.0; 1.3)

0

Твердость шестерни (если твердость =0, то она варьируется в цикле)

0

Твердость колеса

0

Тип редуктора

4

Признак передачи(1-косозубая; 2-коническая; 3-прямозубая)

3

Минимальный угол наклона зубьев

8.11

Максимальный угол наклона зубьев

16

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по потокам

1,15

Число потоков

2

Число входов в зацепление для шестерни

1

Число входов в зацепление для колеса

2

Число полушевронов

1

Наличие канавки для шевронного колеса (1-есть, 0-нет)

0

Признак зацепления (внешние зубья+1, внутренние-1)

-1

Наличие шестерни на консоли (1-есть, 0-нет)

1

Передаточное отношение редуктора

22.328904


В результате получаем таблицу выходных данных параметров редуктора


  1. Результат расчета на ЭВМ.






















  1. Анализ результата и построение графиков.


Результатом данного расчета являются сравнительные графики для каждого из вариантов. По горизонтали каждого из графиков откладываем отношение передаточных чисел тихоходной и быстроходной ступеней; по вертикали:

1ый-стоимость редуктора;

2ой-масса редуктора;

3ий-отношение диаметров колес тихоходной и быстроходной ступеней;

4ый-диаметр впадин быстроходной шестерни;







По данным этой распечатки строим трафики, чтобы определить какой вариант лучше. По горизонтали откладываем отношение передаточных чисел быстроходной к тихоходной ступени. По вертикали же откладываем суммарную стоимость привода , массу редуктора , диаметр вершин колес быстроходной ступени и диаметр впадин быстроходной шестерни . Все эти графики строятся для различных обработок колеса и шестерни. Из графиков выходит, что наилучший вариант 5.


После выбора варианта выходим опять на машину, чтобы уточнить данные, и получаем ещё одну распечатку.


Расчет двух ступенчатого цилиндрического редуктора.

Выбран вариант 5.













































Выбор электродвигателя. Приступая к выполнению проекта, в первую очередь выбирают электродвигатель, для этого определяют его мощность и частоту вращения.

После вычисления мощности определяют потребную мощность электродвигателя. Далее определяют частоту вращения вала электродвигателя

После этого подбирают электродвигатель с мощностью Р и частотой вращения ротора п(об/мин), ближайшими к полученным ранее. При подборе Р (кВт) допускается перегрузка двигателя до 5...8% при постоянной и до 10...12% при переменной нагрузке. Данный расчет был приведен выше.

Допускаемые напряжения. Расчет передачи ведут по допускаемым напряжениям, соответствующим длительной контактной и изгибной выносливости.




  1. Порядок расчета зубчатой передачи.

Межосевое расстояние.

где знак «—» (в скобках) для передач внутреннего зацепления, коэффициент = 4950 — для прямозубых колес; =4300 — для косозубых и шевронных колес; — в Па.

Коэффициент концентрации нагрузки .

На основе статистической обработки реальных режимов нагружения множества машин в качестве расчетных приняты шесть типовых режимов: 0 — постоянный, / — тяже­лый, // — средний равновероятный, /// — средний нормальный, IV — легкий, V — особо легкий.

Постоянный режим характерен для передач машин центральных силовых и насосных станций, тяжелый — для горных машин, средний равновероятный и средний нормальный — для транспортных машин, легкий и особо легкий — для универсальных металлорежущих станков.

Начальный коэффициент концентрации нагрузки принимают в зависимости от коэффициента Так как ширина колеса и диаметр шестерни еще не определены, коэффициент определяют ориентировочно.

При ступенчатом графике режима нагружекия коэффициент эквивалентности

При типовых режимах нагружения коэффициент принимают по таблице. следуетопределять для более слабого, лимитирующего колеса. При т. о. колес по вариантам I и II обычно лимитирует колесо, а при т. о. по остальным вариантам — шестерня.

Предварительные основные размеры колеса (м): делительный диаметр ; ширина . Ширину колеса после вычисления округляют в ближайшую сторону до стандартного числа.

Модуль передачи (м) , где коэффициент принимают для косозубых 5,8. эквивалентный момент на колесе. Значение модуля, полученное расчетом, переводят в миллиметры и округляют в большую сторону до стандартной величины. При твердости НВ<350 модуль m> 1,0 мм, при твердости HRC>40 модуль т>1,5 мм.

Суммарное число зубьев и угол наклона. Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес . Суммарное число зубьев . Полученное значение округляют в меньшую сторону до целого числа и определяют действительное значение угла. Для косозубых колес 8...18°.

Число зубьев шестерни и колеса. Число зубьев шестерни . Значение округляют в ближайшую сторону до целого числа. При <17 передачу выполняют с высотной коррекцией для исключения подрезания зубьев и повышения их изломной прочности. Коэффициент смещения . Для колеса внешнего зацепления . Число зубьев колеса внешнего зацепления

Фактическое передаточное число Допускаемое отклонение от заданного передаточного числа <4%

Диаметры колес Делительные диаметры d: шестерни , колеса внешнего зацепления

Размеры заготовок колес. Чтобы получить при термической обработке принятые для расчета механические характеристики материала колес, требуется, чтобы размеры заготовок колес не превышали предельно допустимых значений.

Силы в зацеплении:

окружная , где — момент на колесе; радиальная (для стандартного угла a=20° tga=0,364); осевая .

После данных расчетов проводят проверку зубьев колеса по напряжениям изгиба и по контактным напряжениям. При отрицательных результатах проверки изменяем термическую обработку.

  1. Предварительный расчет валов.

Для быстроходного вала:

Для промежуточного вала:

Для тихоходного вала:


Быстроходный


Промежуточный


Тихоходный









T=

51,20478


T=

137,4517


T=

1060

d=

25,99371


dk=

30,96478


d=

50,98064

d=

29,70709


dk=

36,12557


d=

61,17677

Dп=

30,39371


dбk=

33,96478


dп=

55,38064

Dп=

34,10709


dбk=

39,12557


dп=

65,57677

Dбп=

36,39371


dп=

30,96478


dбп=

61,38064

Dбп=

40,10709


dп=

36,12557


dбп=

71,57677




dбп=

36,96478


dk=

61,38064




dбп=

42,12557


dk=

71,57677


Размеры посадок округляются по ряду Ra40 до ближайшего значения.

Окончательно принимаем :

Диаметр быстроходного вала 26 мм,

диаметр промежуточного вала 36 мм,

диаметр быстроходного вала 50 мм.






  1. Конструирование корпуса.

Корпусная деталь состоит из стенок , ребер, бобышек, фланцев и других элементов, соединенных в единое целое.

Размеры корпуса редуктора определяются числом и размерами размещенных в них деталей, относительным их расположением и величиной зазоров между ними.


Корпуса современных редукторов очерчены плоскими поверхностями, все выступающие элементы устранены с наружных поверхностей и введены внутрь корпуса, лапы под фундаментные болты не выступают за габариты корпуса, проушины для подъема и транспортировки редуктора отлиты заодно с корпусом.

При такой конструкции корпус характеризуется большей жесткостью и лучшими виброакустическими свойствами, повышенной прочностью в местах расположения фундаментных болтов, возможностью размещения большего объема масла, уменьшением коробления при старении, упрощением наружной очистки, выполнением современных требований технической эстетики.


При конструировании литой корпусной детали стенки следует по возможности выполнять одинаковой толщины:, где - толщина стенки, ТТ- вращающий момент на тихоходном валу.


Конструктивное оформление опорной части корпуса.


Опорную поверхность корпуса выполняем в виде двух длинных, параллельно расположенных платиков , расположенных в местах установки болтов. Такое расположение уменьшает расход металла и время обработки опорной поверхности корпуса, снижает нагрузки на резьбовые детали. В нашем случае редуктор крепят к раме болтами снизу. Такой способ крепления не портит внешний вид редуктора и его можно признать лучшим. Диаметр и число винтов n дя крепления корпуса к раме принимаем: и . Места крепления корпуса к раме располагаем на возможно большем расстоянии друг от друга.



















  1. Расчет подшипников и валов.

  2. Расчет составного колеса



  1. Расчет соединений


На промежуточном валу:

Фиксация колес на промежуточном валу обеспечивается с помощью шпонки.

;Т=51,2Нм; d=36мм; к=0,43*h, при d<40мм;

=100 МПа, тогда

,

что позволяет нам конструировать шпонку необходимой длины,

положим lраб=25мм.


Соединение шестерни -стакана с валом двигателя:

Фиксация обеспечивается с помощью шпонки.

;Т=36Нм; d=38мм; к=0,43*h, при d<40мм;

=100 МПа, тогда

,

в таких случаях обычно принимают длину шпонки равной половине длины наружной части вала двигателя, следовательно

lраб=72/2=36мм.


Колесо тихоходного вала зафиксировано на шлицевом соединении:


Установку произведем на прямобочные шлицы D=50;d=46;z=8

dср=(D+d)/2=48мм,

h=(D-d)/2-2*f=1,2мм, f – фаска шлица равная 0,4x45o

Проведем проверочный расчет:


При посадке тихоходной муфты на вал используем прямобочные шлицы:


Положим , для закалки Т.В.Ч. вала и шестерни.

Установку произведем на прямобочные шлицы D=36;d=40;z=8

dср=(D+d)/2=38мм,

h=(D-d)/2-2*f=1,2мм, f – фазка шлица равная 0,4x45o


Проведем проверочный расчет:




  1. Расчет муфты


Муфта со стальными стержнями.

В данной муфте упругими элементами являются аксиально-расположенные цилиндрические стержни. Стержни устанавливаются в отверстие полумуфт по посадке H8/h9, которая допускает определенную подвижность стержней.

Монтаж и демонтаж муфты со стержнями можно производить без осевого смещения соединяемых узлов.


При передаче муфтой вращающего момента в местах контакта стержней с отверстиями возникают высокие напряжения смятия. Поэтому стержни изготавливаются из рессорно-пружинных сталей, полумуфты – из углеродистых конструкционных сталей. Вследствие деформации упругих элементов под нагрузкой, а так же из-за отклонений от соосности валов стержни перемежаются в отверстиях полумуфт. Для уменьшения износа муфту заполняют при сборке пластичным смазочным материалом, для удержания которого применяют уплотнения.

При проектировании муфты принимают:



Е=2,1*1011 - модуль упругости стали,


Число стержней определяем по формуле:


Количество стержней принимаем z=20.

  1. Выбор смазки.

Наиболее часто в редукторах применяется картерная смазка, при которой корпус редуктора является резервуаром для масла. Масло заливают через верхний люк. При работе масло постепенно загрязняется продуктами износа, с течением времени свойства масла ухудшаются, оно стареет.

Поэтому масло, налитое в редуктор, периодически меняют. Для слива масла предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой. Дно делаем с уклоном 1...1,5 в

сторону сливного отверстия.


Кроме того, у самого отверстия делаем местное углубление, для того, чтобы масло можно было слить без остатка. Перед сверлением сливного отверстия прилив в корпусе фрезеруют, поэтому он выступает над обрабатываемой поверхностью на высоту .


Отверстие для выпуска масла закрываем конической пробкой. Коническая резьба создает герметичное соединение, и пробки с этой резьбой дополнительного уплотнения не требуют, поэтому они имеют преимущественное применение.

Принимаем пробку с конической резьбой К труб.

Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавливаем жезловой масло указатель (щуп). При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса, что приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Для избежания этого предусмотрено отверстие в крышке люка, заполненное промасленным фетром для избежания попадания пыли в масло.

Частота вращения тихоходного вала n=42,97 1/мин.

Окружная скорость зубчатого колеса V=*d*n/60000=0,57 м/с.

Допустимые контактные напряжения н= 709,8МПа.

Наиболее целесообразно использовать масло:

И-Г-С-100, объем 5 литров.
























  1. Инструкция пользователя для программы PR_DM_PA.

Данная программа имеет пять входных параметров:

1)Диаметр вала под колесо

Диаметр должен лежать в пределах: от 25 мм до 75 мм.

2) Модуль зубчатого колеса

Возможные значения модуля: 1.5 , 1.75 , 2 , 2.25 , 2.5 , 2,75 , 3 , 4 , 5 , 6 , 8.

3) Число зубьев колеса

Лежит в интервале от 35 до 200 ,

4) Угол наклона зубьев

Угол может изменятся от 0 до 22 градусов

5) Ширина венца

Ширина венца должна быть выбрана так ,что бы длина ступицы была больше чем ширина венца + ширины канавки + толщина диска и быть > 5

Дополнительные ограничения:

Делительный диаметр колеса должен быть больше внешнего диаметра подшипника как минимум на 40 мм, и не может превышать диаметр вала больше чем в 10 раз.














  1. Параметризация узла редуктора.





  1. Список литературы.



Используемая литература:

1)П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Детали машин. Курсовое проектирование.

2)Д.Н. Решетов «Детали машин»

3)«Атлас конструкций» 1,2 том

П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов «Конструирование узлов и деталей машин»



Случайные файлы

Файл
ref12118.DOC
137858.rtf
186527.rtf
152356.doc
72841-1.rtf




Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.