1 Энергетический и кинематический расчет привода




Название1 Энергетический и кинематический расчет привода
Дата публикации17.10.2016
Размер9,76 Kb.
ТипРеферат


Содержание
Введение…………………………………………………………………………...3

1 Энергетический и кинематический расчет привода………………………….4

2 Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых колес…………………………………………………………………………………….6

3 Расчёт тихоходной цилиндрической передачи………………………………..7

3.1 Проектный расчёт передачи………………………………………………….7

3.2 Расчёт геометрических параметров………………………………………….7

3.3 Проверочный расчёт передачи на контактную выносливость……………..8

3.4 Проверочный расчёт по напряжениям изгиба……………………………....9

4 Расчет других передач привода……………………………………………….10

4.1 Расчёт быстроходной конической зубчатой передачи……………........….10

5 Расчет клиноременной передачи……………………………………………...11

6 Расчёт валов……………………………………………………………………12

6.1 Проектный расчёт валов редуктора………………………………………...12

6.2 Проверочный расчёт тихоходного вала редуктора………………………..12

7 Выбор подшипников…………………………………………………………..15

8 Расчёт шпоночных соединений……………………………………………….16

9 Выбор муфт…………………………………………………………………….17

10 Смазка редуктора……………………………………………..………………18

Список используемых источников……………………………………………..19

Введение
В данной работе спроектирован привод ленточного конвейера, состоящий из электродвигателя 4А112М8У3, коническо-цилиндрического двухступенчатого редуктора и приводного вала.

Входной вал редуктора соединен с валом электродвигателя посредством клиноременной передачи. Электродвигатель с натяжным устройством устанавливается на крышке редуктора. Выходной вал редуктора соединен с приводным валом конвейера посредством жестко-компенсирующей муфты.

Также спроектирована рама для данного привода.

Срок службы привода 5 лет при односменной работе по 6 часов в сутки, 300 дней в году.

^ 1 Энергетический и кинематический расчет привода
Исходные данные:

Р = 200 кг – окружное усилие на рабочем органе;

V = 0,72 м/с – окружная скорость рабочего органа;

D = 300 мм – диаметр барабана приводного;

b = 400 мм –ширина барабана.

Мощность на приводном валу:

N4 = P*V/102 = 200*0,72/102 = 5,25 кВт.

Частота вращения приводного вала:

n4 = 60*1000*V/( *D) = 60*1000*0,72 / ( 3,14*300) = 45,9 мин-1.

Угловая скорость приводного вала:

ω4 = n4*/30 = 45,9*3,14 / 30 = 4,8 c-1.

Требуемая мощность электродвигателя:

Nдв = N4 /  =1,41/0,89 = 6,24 кВт,

где  = 14*2*32*4 = 0,994*0,96*0,982*1 = 0,84 - общий к.п.д. привода,

1= 0,99 – к.п.д. одной пары подшипников качения (табл. 2.1 [1]),

2 = 0,96 – к.п.д. ременной передачи (табл. 2.1 [1]),

3 = 0,97 – к.п.д. зубчатой передачи (табл. 2.1 [1]),

4 = 1 – к.п.д. муфты.

Определение приемлемой угловой скорости электродвигателя:

ω = uоц4 = 10*4,8 = 48 с-1,

uоц = u1*u2*u3=2*2*2,5=10 - оценочное передаточное отношение привода.

u1 = 2 - передаточное отношение ременной передачи (табл. 2.6 [1]);

u2 = 2 - передаточное отношение конической передачи (табл. 2.6 [1]);

u3 = 2,5 - передаточное отношение цилиндрической передачи (табл. 2.6 [1]).

n = ω*30/ =48*30/3,14 = 458,6 мин-1.

Исходя из значений n и Nдв по таблице 2.4 [1] выбираем электродвигатель 4А112М8У3, N = 2,2 кВт, nсин = 750 мин-1, S = 0,01.

Асинхронная частота вращения электродвигателя:

nдв = (1-S)*n = (1-0,01)*750 = 742,5 мин-1.

Передаточное отношение привода :

uобщ = ωдв / ω4 = 77,72/4,8 = 16,19,

где ωдв = *nдв/30 = 3,14*742,5/30 = 77,72 с-1 – угловая скорость электродвигателя.

Разбивка общего передаточного отношения:

u1 = 2,58 - передаточное число конической передачи;

u2 = 4,56 - передаточное число цилиндрической передачи;

u3 = 4 - передаточное число цепной передачи.

Угловые скорости валов привода:

ω1 = ωдв = 77,72 с-1 – угловая скорость вала электродвигателя;

ω2 = ωдв/U1 = 77,72/2,19 = 35,5 с-1 – угловая скорость ведущего вала редуктора;

ω3 = ωдв/U2 = 77,72/2 = 17,7 с-1 – угловая скорость промежуточного вала редуктора;

ω4 = ωдв/U3 = 77,72/3,7 = 4,8 с-1 – угловая скорость ведомого вала редуктора.

Мощности, передаваемые валами привода:

N1 = NЭп = 1,58 кВт – мощность на валу электродвигателя;

N2 = N1*1*2= 1,58*0,99*0,96 = 1,5 кВт – мощность на ведущем валу редуктора;

N3 = N2*1*3 = 1,5*0,99*0,98 = 1,46 кВт – мощность на промежуточном валу редуктора;

N4 = N3*12*3*4 = 1,46*0,992*0,98*1 = 1,41 кВт – мощность на ведомом валу редуктора.

Крутящие моменты на валах привода:

Т1 = N1*1031 = 1,58*103/77,72 = 20,4 Н*м – крутящий момент на валу электродвигателя;

Т2 = N2*1032 = 1,5*103/35,5 = 42,3 Н*м - крутящий момент на ведущем валу редуктора;

Т3 = N3*1033 = 1,46*103/17,7 = 82,5 Н*м - крутящий момент на промежуточном валу редуктора;

Т4 = N4*1034 = 1,41*103/4,8 = 294 Н*м - крутящий момент на ведомом валу редуктора.

Частоты вращения валов привода, мин-1:

n1 = 742,5 мин-1 – частота вращения электродвигателя,

n2 = n1/u1 = 742,5/2,19 = 339 мин-1 – частота вращения ведущего вала редуктора,

n3 = n2/u2 = 339/2 = 169,5 мин-1 – частота вращения промежуточного вала редуктора,

n4 = n3/u3 = 169,5/3,7 = 45,9 мин-1 – частота вращения ведомого вала.

^ 2 Выбор материала и определение допускаемых напряжений

для зубчатого колеса
По таблице 6.14 [2] принимаем материал шестерни и колеса Сталь 40.

Термообработка.

Шестерня: улучшение. Твердость – 228 НВ.

Колесо: нормализация. Твердость – 200 НВ.

Допускаемые контактные напряжения:

Шестерни: Нlim1 = 2*HB1+70 = 2*228+70 = 526 H/мм2;

Колеса: Нlim2 = 2*HB2+70 = 2*200+70 =470 H/мм2.

Коэффициенты долговечности.

Zn = ,

где Nhlim - базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости

Nhlim1 = 30* НВ12,4 = 30*2282,4 = 1,4*107,

Nhlim2 = 30* НВ22,4 = 30*2002,4 = 1*107;

Nk-расчётное число циклов напряжений при постоянном режиме нагрузки

NK1 = 60*n3*c*tn = 60*169,5*1*10950 = 11,2*107,

NK2 = 60*n4*c*tn = 60*45,9*1*10950 = 3*107;

ZN1 =1, так как NK1 >> Nhlim1;

ZN2 = 1, так как NK2 >> Nhlim2.

SH1=SH2=1,2 - коэффициенты запаса прочности при однородной структуре зуба (c. 132 [1]);

Передачи:

НР1 = 0,9*Нlim1* ZN1/ SH1= 0,9*526*1/1,2 = 395 Н/мм2;

НР2 = 0,9*Нlim2* ZN2/ SH2= 0,9*470*1/1,2 = 353 Н/мм2;

НР = НР2 = 353 Н/мм2;

Определение допускаемых напряжений изгиба.

Шестерни:

FP1 = Flim1*YN1*YA1 / SF1 = 399*1*1/1,8 = 222 Н/мм2.

Колеса:

FP2 = Flim2*YN2 *YA2/ SF2 = 350*1*1/1,8 = 194 Н/мм2,

где Flim1 и Flim2 -- пределы изгибной выносливости.

Для Стали 40 Flim = 1,75* НВ,

Flim1 = 1,75*288 = 399 Н/мм2;

Flim2 = 1,75*200 = 350 Н/мм2;

YA1 и YA2 - координаты, учитывающие влияния двухстороннего приложения нагрузки к шестерни и колесу. При односторонней нагрузке YA=1

YN1 и YN2 - коэффициенты долговечности.

YN = = 1

Nfg - базовое число циклов перемены напряжений, NF = 4*106;

Zn1 = Zn2 = YN1 = YN2 = 1

SF1 = SF2 = 1,8 - коэффициенты запаса прочности (с. 134 [1]).
^ 3 Расчет тихоходной зубчатой передачи

3.1 Проектный расчет передачи
Коэффициент нагрузки передачи: К = 1,3.

Расчётный момент на шестерне:

Тp = 9550*N3*K / n3 = 9550*1,46*1,3/169,5 = 107 H*м.

Предполагаемый коэффициент ширины шестерни относительно колеса:

bd= 0,94 (табл. 6.9[1]).

Предполагаемое межосевое расстояние:

aw=0,5*Kd*(u3+1)*=0,5*770*(3,7+1)*=190мм

Желаемое межосевое расстояние: аw = 200 мм.

Предполагаемый начальный диаметр шестерни:

d1 = 2*аw/( u3+1)=2*200/(3,7+1) = 85 мм.

Предполагаемая рабочая ширина:

bw = bd * d1 = 0,94*85 = 79,9 мм.

Рабочая ширина bw = 80 мм.

Число зубьев шестерни Z1 = 42.

Число зубьев колеса Z2 = Z1* u3 = 42*3,7 = 155.

Угол наклона линии зуба  = 0.

Предполагаемый модуль:

m = 2*аw*cos/(Z1+ Z2) = 2*200*cos0/(42+155) = 2,03 мм.

Выбираем значение модуля m из ряда по СТ СЭВ 310-76: m = 2,0 мм.

Коэффициенты смещения выбираются исходя из неравенств Z1 > 20 и u  3,5: X1 = 0,5; X2 = - 0,5.
^ 3.2 Расчёт геометрических параметров

Передаточное число u = Z2/Z1 = 155/42 = 3,69.

Сумма чисел зубьев Z = Z1+Z2 = 42+155 = 197.

Торцовый угол профиля t = arctg (tg / cos) = arctg (tg20/cos0)=20.

Сумма коэффициентов смещений Х12 = 0,5-0,5 = 0.

Угол зацепления inv tw = t, при XΣ=0.

Межосевое расстояние:

аw=(Z*m/2*cos)*(cost/costw) = (197*2/(2*cos0))*1 = 197 мм.

Делительный диаметр шестерни d1 = m*Z1 / cos = 2*42/cos0 = 84 мм.

Делительный диаметр колеса d2 = m*Z2/cos = 2*155/cos0 = 310 мм.

Начальный диаметр шестерни dw1= 2*аw* Z1/Z = 2*197*42/197=84 мм.

Начальный диаметр колеса dw2 = 2*аw* Z2/ Z= 2*197*155/197 = 310 мм.

Основной диаметр шестерни db1 = d1*cost = 84*cos20 = 79 мм.

Основной диаметр колеса db2 = d2*cost= 310*cos20 = 291,4 мм.

Диаметр вершин зубьев шестерни:

da1 = d1+2*m*(ha*+X1) = 84+2*2(1+0,5) = 90 мм;

Диаметр вершин зубьев колеса:

da2 = d2+2*m*(ha*+X2) = 310+2*2(1-0,5) = 312 мм;

Основной угол наклона b = arcsin(sin*cos) = arcsin(sin0 * cos20) = 0

Основной окружной шаг Pbt = *m *cost/cos = 3,14*2*cos20/sin0 = 5,9 мм;

Угол профиля зуба шестерни в точке на окружности вершин:

a1 = arccos(db1/da1) = arccos(79/90) = 28,6

Угол профиля зуба колеса в точке на окружности вершин:

a2 = arccos(db2/dô2) = arccos(294,1/312) = 20,9

Коэффициент торцового перекрытия:

= (Z1*tga1+ Z2*tga2 - Z*tgtw)/(2*) = (42*tg28,6+155*tg20,9 - 197*tg20)/(2*3,14) = 1,65

Средняя суммарная длина контактных линий:

lmbw*/cosb  80*1,65/cos0  132 мм

Коэффициент среднего изменения суммарной длины контактных линий:

k = 0,95 (с. 114 [1]).

Наименьшая суммарная длина контактных линий:

lmin=k*lm = 0,95*32 = 125,4 мм;

Число зубьев шестерни и колеса, охватываемых нормалемером:

Zn1,2 = Z1,2/(tgX1,2/cos2b-2*X1,2*tg/Z1,2-invt)+0,5,

где X1,2 = arccos(Z1,2*cost /(Z1,2+2*X1,2*cos));

X1 = arccos(42*cos20/(42+2*0,5 * cos0)) = 23,4;

X2 = arccos(155*cos20/(155-2*0,5*cos0)) = 18,9;

Zn1 = 42/3,14(tg23,4/cos20-2*0,5*tg20/42-0)+0,5 = 5,67;

Zn2 = 155/3,14(tg18,9/cos20+2*0,5*tg20/155-0)+0,5 = 17.

Длина общей нормали шестерни и колеса:

W1,2 = [*(Zn1,2 - 0,5) +2*X1,2*tg+Z1,2*invt]*m*cos;

W1 = [3,14*(5,67-0,5)+2*0,5*tg20+42*0]*2*cos20 = 31,2 мм;

W2 = [3,14*(17-0,5) + 2*(-0,5)*tg20 + 155*0]*2*cos20 = 96,7 мм.

Расчетная окружная сила:

.

Определение нагрузок на валы.

Расчетная радиальная сила:

.

Расчетная осевая сила:

.

Определение расчетных напряжений.

Удельная расчетная окружная сила:

.
^ 3.3 Проверочный расчёт передачи на контактную выносливость

Коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев в полюсе зацепления:

ZH = 1/cost=1/cos20= 2,49.

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

.

Расчётные контактные напряжения:

H = 190* ZH* Z* = 190*2,49*0,89

Необходимо выполнение следующего условия:

H  HP2

293 Н/мм2  353 Н/мм2

Условие выполняется.


    1. ^ Проверочный расчёт по напряжениям изгиба

Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:

Z1 = Z1/cos3 = 42/cos30 = 42;

Z2= Z2 / cos3 = 155/cos30 = 155.

Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, шестерни и колеса:

YFS1,2 = 3,47+13,2/Z1,2 - 27,9*X1,2/Z1,2+0,092*X21,2

YFS1 = 3,47+13,2/42 - 27,9*0,5/42 + 0,092*0,52 = 3,46;

YFS2 = 3,47+13,2/155+27,9*0,5/155 + 0,092*0,52 = 3,65.

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

Y = 2*aW*cos/(m*Z)/(*k) = 2*200*cos0/(2*197*1,65*0,95) = 0,64.

Расчётные напряжения изгиба зубьев шестерни:

F1=YFS1* Y*t/m = 3,46*0,64*32/2 = 35,4 МПа < FP1.

Расчётные напряжения изгиба зубьев колеса:

F2=YFS2* Y*t/m = 3,65*0,64*32/2 = 37,4 МПа <  FP2.


4 Расчет других передач привода

^ 4.1 Расчёт быстроходной конической зубчатой передачи
Передаточное отношение U = 2.

Углы делительных конусов:

,

.

Согласно СТ СЭВ 310-76 найдем: mtc = 4 мм – модуль в нормальном сечении.

Из условия mtc  0,1bw найдем:

bw = 10*mtc = 10*4 = 40 мм – ширина шестерни.

Из условия zmin  25 назначим:

z1 = 35 – число зубьев шестерни;

z2 = z1 * U2 = 35 * 2 = 70 – число зубьев колеса.

Геометрические размеры колес (т. 6.2 [I]).

Делительный диаметр:

de1 = z1 * mtc = 35 * 4 = 140 мм;

de2 = z2 * mtc = 70 *4 = 280 мм.

Конусное расстояние:

Re = de1 / 2 * sin1 = 140 / 2 * sin26,60 = 156 мм.

Средний делительный диаметр:

dm1 = de2 – bw1 * sin1 = 140 – 40 * sin26,60 = 122 мм,

dm2 = de2 – bw1 * sin2 = 280 – 40 * sin63,40 = 244 мм.

Внешний диаметр вершин зубьев:

da1 = de1 + 2 * mtc * cos1 = 140 + 2 * 4 * cos26,60 = 147 мм,

da2 = de2 + 2 * mtc * cos2 = 280 + 2 * 4 * cos 62,40 = 284 мм.


  1. ^ Расчет клиноременной передачи


Примем:

D1 = 63 мм – диаметр ведущего шкива,

Б – тип сечения ремня,

S1 = 138 мм2 – площадь сечения ремня

Диаметр ведомого шкива:

D2 = D1 * U1 = 63 * 2,19 = 138 мм.

По ГОСТ 12841-80 примем D2 = 140 мм.

Примем межосевое расстояние из расчета:

aw = 2,05 * D2 = 2,05 * 140 = 287 мм.

Соответствие межосевого расстояния стандартной длине ремня:



По ГОСТ 12841-80 ближайшее стандартное значение: L = 900 мм.

Отклонение ΔL = 0,3 % < [Δ] = 4 %.

Окружное усилие:



Скорость ремня:



Число ремней:



К = 1,86 МПа – исходное окружное усилие (т. 3.12 [II]).

Примем z = 3 < [z] = 6.

6 Расчет валов

^ 6.1 Проектный расчет валов редуктора
Проектный расчет ведущего вала.

,

где [] = 8 Н/мм2 – пониженное допускаемое напряжение на кручение (с. 53 [II].

По ГОСТ 6636-69 примем d1 = 32 мм – диаметр выходного конца вала.

d2 = d1 + 2 = 32 + 2 = 34 мм – диаметр вала под уплотнение.

dn = d2 + 1 = 34 + 2 = 35 мм – диаметр вала под подшипник.

Проектный расчет промежуточного вала.

.

По ГОСТ 6636-69 примем dk = 36 мм – диаметр вала под колесом.

dn = dk – 1 = 36 – 1 = 35 мм – диаметр вала под подшипник.

Проектный расчет ведомого вала.



По ГОСТ 6636-69 примем d1 = 42 – диаметр выходного конца вала.

d2` = d1` + 2 = 42 + 2 = 44 мм – диаметр вала под уплотнение.

dn` = d2` + 1 = 44 + 1 = 45 мм – диаметр вала под подшипник.

d3 = dn` + 3 = 45 + 3 = 48 мм – диаметр вала под колесом.
^ 6.2 Проверочный расчёт тихоходного вала редуктора

Материал вала − сталь 20: σ-1 = 167 МПа, -1 = 98 МПа (табл. 3.5 [II])

Силы:

Ft = 1965 Н,

Fr =715,2 H,

Fм = Ft =0,2*1965 = 393 Н.

По результатам компановки:

a = 70 мм, b = 204 мм, с = 80 мм.

Определяем реакции на опорах и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

Определяем опорные реакции в плоскости yoz:

M1 = 0,

R2y =(Ft*a–Fm*(a+b+c))/(a + b)=(1965*70-393*(70+204+80))/(70 + 204) = -6 Н,

M2 = 0;

R1y = (Ft*b + Fm*c)/(a + b) = (1965*204 + 393*80)/(70 + 204) = 1578 Н.

Выполним проверку правильности нахождения реакций опор:

Fy = R1y - Ft +R2y + Fm= 1578 - 1965 + (-6) +393 = 0;

Моменты сил:

M1x = R1y * a = 1578*0,07 = 110,5 Н*м,

M2x =Fm * c = 393*0,08 = 31,5 Н*м.

Определяем опорные реакции в плоскости xoz:

M1 = 0;

R2x = Fr*a/(a + b) = 715,2*70/(70 + 204) = 183 Н;

M2 = 0;

R1x = Fr*b/(a + b) = 715,2*204/(70 + 204) = 532,2 Н;

Выполним проверку правильности нахождения реакций опор:

Fx = R1x - Fr + R2x = 532,2 – 715,2 + 183 = 0.

Моменты сил:

M1y = R1x * a = 532,2 * 0,07 = 37,3 Н*м.

Суммарный момент:





Крутящий момент на валу: Т4 = 294 Н*м.

Опасным является сечение I-I, проверим его.



Рисунок 1. Эпюры изгибающих и крутящих моментов.

Нормальные напряжения:

а = и = МI/Wx = 116,6*103/9403) = 12,4 МПа,

где ,

b*t = 14*5,5 – характеристика шпоночной канавки (табл. 6.9 [I]).

Касательные напряжения:

a = м = T4 / (2*Wp) = 294*103/(2*20255) = 7,3 МПа,

где
Коэффициенты концентрации напряжений:

К = 1,6; К = 1,4 (табл. 3.6 [II]).

Масштабный фактор:

ε = 0,82; ε = 0,76 (табл. 3.7 [II]).

Коэффициенты асимметрии цикла:

=0,1; =0,05 (табл. 3.5 [II]).

Коэффициент шероховатости:

β = 0,92 (табл. 3.5 [II]).

Коэффициент безопасности по изгибу:

S = -1/(К*а/(β*ε) + *m) = 167/(1,6*12,4/(0,92*0,82) + 0) = 6,3.

Коэффициент безопасности по кручению:

S = -1/ (К*а/( β * ε) + *m) = 98/(1,4*7,3/(0,92*0,76) + 0,05*7,3) = 6,5.

Общий коэффициент безопасности:

.

Прочность вала обеспечена.

^ 7 Выбор подшипников
Подшипники служат опорами для валов. Они воспринимают радиальные осевые нагрузки, приложенные к валу, и сохраняют заданное положение оси вращения вала. Во избежание снижения КПД механизма потери в подшипниках должны быть минимальными. От качества подшипников в значительной степени зависят работоспособность и долговечность работ. На долговечность подшипников также влияет их смазка, количество которой невелико. Подшипниковые узлы необходимо тщательно защищать от попадания пыли и грязи. Тип подшипника выбираем в зависимости от нагрузки, её направления и характера действия на опору. При этом учитываем требуемую жёсткость опоры, недопустимость перекоса от несоосности посадочных мест или прогибов валов, способ фиксации связанных с опорами деталями, обеспечение удобства монтажа и, если требуется, регулировка.

Проверочный расчёт подшипников тихоходного вала редуктора.

Реакции опор:

,

,

.

Примем к установке подшипник № 309: С = 37,1 кН; С0 = 26,2 кН, ГОСТ 8338-57.

Расчетная долговечность:



Нагрузка на опору № 1:

,

где V = 1 – коэффициент вращения колец (с. 110 [II]),

К = 3 – коэффициент динамической нагрузки (т. 5.16 [II]),

КТ = 1,4 – коэффициент температурной нагрузки (т. 5.17 [II])

Расчетная грузоподъемность:



Условие соблюдается и подшипник подходит для работы в данном изделии.

^ 8 Расчет шпоночных соединений.
Шпоночные соединения служат для закрепления деталей на осях и валах. Такие соединения нагружаются в основном вращающим моментом.

Соединение призматическими шпонками ненапряжённое. Оно требует изготовление вала и отверстия с большой точностью. Момент передаётся с вала на ступицу боковыми узкими гранями шпонки. При этом на них возникают напряжения смятия СМ, а в продольном сечении шпонки напряжения среза . Для упрощения расчёта допускают, что шпонка врезана в вал наполовину своей высоты, напряжения СМ распределяются равномерно по высоте и длине шпонки, а плечо равнодействующих этих напряжений равно  d/2.

Расчет шпонок ведомого вала редуктора.

Шпонка под муфтой:

d1` =42 мм;

Т4 = 294 Н*м;

Lp = 60 мм – рабочая длинна шпонки;

b*h = 12*8 мм – размеры шпонки (т. 4.2 [II]).

Рассматривая равновесие вала или ступицы, получаем условие прочности в виде:

СМ = 4*Т/(h*lp*d)  [СМ],  = 2*T/(b* lp*d)  [],

где Т – момент на валу, Н*м;

b – ширина шпонки, мм;

h – высота шпонки, мм;

Lp – рабочая длина шпонки, мм;

d – диаметр вала, мм;

[СМ] – допускаемые напряжения смятия, МПа;

[] - допускаемые напряжения среза, МПа.

σсм = 4*294*103/(42*8*60) = 58 Н/мм2 < [σсм].

 = 2*294*103/(42* 12*60) = 20 МПа < [] = 80 Н/мм2.

Условие выполняется.

Шпонка под колесом:

d = 48 мм; b = 14 мм; h = 9 мм; lp = 60 мм; Т = 294 Н*м.

Расчет на смятие:

СМ = 4*294*103/(48*9*60) = 45 МПа  [СМ] = 100 МПа;

 = 2*294*103/(48*14*60) = 15 МПа  [] = 80 МПа.

Условие выполняется.

^ 9 Выбор и расчет муфт
Для соединения выходного конца ведомого вала редуктора и приводного вала выберем муфту зубчатую МЗ-I-42-II-42-2850 по ГОСТ 21424-75 она имеет допускаемый момент [T] = 2850 Н*м.

Расчетный момент:

Тр = Т4 * к = 294 * 2 = 588 Н*м,

где: к = 2 – коэффициент режима работы (т. 6.4. [II]).

Из условия Тр  [T] муфта подходит.

^

10 Смазка редуктора



Окружная скорость колеса:

,

Так как VK < 12 м/с, то для смазывания зацепления применим картерный способ.

Объем масла:

V = N*0,5 = 1,58*0,5 = 0,8 л.

Тип масла.

Окружная скорость VK = 0,75 м/с – применим масло индустриальное И-30А.

Смазывание подшипников.

Так как VK < 1 м/с, то для смазки подшипников применим пластическую солидоло-жировую смазку.

Уровень масла в корпусе при картерной смазке контролируется с помощью маслоуказателя.

При работе передач температура масла и воздуха может повышаться и увеличиваться давление в корпусе, что вызывает просачивание масла через уплотнения и стыки. Для выравнивания давления в корпусе и во внешней среде применяются отдушины.

^ Список используемых источников
1. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. Пособие. Ч.1/ Кузьмин А.В., Макейчик Н.Н., Калачев В.Ф. и др. - Мн.: Высшая школа, 1982 – 208с

2. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. Пособие. Ч.2/ Кузьмин А.В. , Макейчик Н.Н., Калачев В.Ф. и др. - Мн.: Высшая школа, 1982 – 336с

3. Кузьмин А.В. и др. Расчёты деталей машин – 3-е изд., перераб. - Мн.: Высшая школа, 1986 – 400с.

4. Проектирование узлов и деталей машин. Техническое предложение и эскизный проект. Ч.1: Методические указания по разработке конструкторской документации при проектирование узлов и деталей машин. Могилёв: ММИ, 1997 – 24с

5. Расчёт цилиндрических зубчатых передач на ЭВМ в режиме диалога. Методические указания. Могилёв: ММИ, 1992 – 23с
6. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для машиностр. спец. Вузов.
7. Детали машин в примерах и задачах: Под общей редакцией Ничипорчика С.Н. – 2-е изд. – Мн.: Высшая школа, 1981 – 432с.

8. Дунаев П.Ф. , Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин - М.: Высшая школа, 1998 – 447с.




Похожие:

1 Энергетический и кинематический расчет привода icon1 Энергетический и кинематический расчет привода 4
Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины....
1 Энергетический и кинематический расчет привода iconКурсовая работа по дисциплине «Гидравлические машины и гидропривод»
Проверочный расчет гидросистемы с определением потерь давления в гидролиниях; расчет кпд привода стр. 10
1 Энергетический и кинематический расчет привода iconВыбор двигателя и расчет клиноременной передачи для привода вентилятора

1 Энергетический и кинематический расчет привода icon1 кинематический расчёт проекта
Оценка диаметра и разработка конструкции валов редуктора, анализ тихоходного вала
1 Энергетический и кинематический расчет привода icon2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 4
Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т д. Все...
1 Энергетический и кинематический расчет привода icon2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 4
Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т д. Все...
1 Энергетический и кинематический расчет привода icon2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 4
Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т д. Все...
1 Энергетический и кинематический расчет привода icon1 Выбор электродвигателя. Кинематический расчёт
От развития машиностроения зависят масштабы и темпы внедрения современного прогрессивного оборудования, уровень механизации и авторизации...
1 Энергетический и кинематический расчет привода iconЗадача Рассчитать клиноременную передачу от электродвигателя к редуктору...
Задача Рассчитать клиноременную передачу от электродвигателя к редуктору привода конвейера. Мощность электродвигателя P1, угловая...
1 Энергетический и кинематический расчет привода icon3 расчет монолитного участка му-1
В соответствии с заданием произвести расчет и конструирование монолитного участка (му-1) из бетона в-15. Расчет осуществляется в...
Вы можете разместить ссылку на наш сайт:
Школьные материалы


При копировании материала укажите ссылку © 2013
контакты
dopoln.ru
Главная страница