рефераты скачать

МЕНЮ


Курсовая работа: Червячный двухступенчатый редуктор

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни 27 колеса 120 ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 4.44

УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ [град.мин.сек.] 34 55 58

КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ: шестерни 0.000 колеса 0.000 суммарный 0.000

ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА [мм]: шестерни 65.0 колеса 62.0

ОТНОСИТ. ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА: в долях d1 1.255 в долях aw 0.461

КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ: торцового 1.30 осевого 7.53 суммарный 8.84

CИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [Н]: окружная 8380 радиальная 3721 осевая 5853

ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]: делительный 49.401 вершин 52.40 впадин 45.65

ДИАМЕТР КОЛЕСА [мм]: делительный 219.559 вершин 222.56 впадин 215.81

УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ КОЛЕС 1768 куб.см ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ 0.11 м/с

Таблица 3.3

Результаты расчета. Вариант 2

напряжения при расчете на контактную при расчете на изгибную
выносливость прочность выносливость прочность
шестерня колесо шестерня колесо
расчетные 733 1037 252 242 503 484
допускаемые 752 1540 292 306 1040 929

МОДУЛЬ 3.000 мм МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 165.980 мм

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни 30 колеса 106 ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 3.53

УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ [град.мин.сек.] 34 58 40

КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ: шестерни 0.000 колеса 0.000 суммарный 0.000

ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА [мм]: шестерни 38.0 колеса 34.0

ОТНОСИТ. ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА: в долях d1 0.505 в долях aw 0.223

КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ: торцового 1.31 осевого 3.38 суммарный 4.68

CИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [Н]: окружная 7612 радиальная 3381 осевая 5326

ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]: делительный 73.226 вершин 77.23 впадин 68.23

ДИАМЕТР КОЛЕСА [мм]: делительный 258.734 вершин 262.73 впадин 253.73

УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ КОЛЕС 1534 куб.см ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ 0.14 м/с

Таблица 3.4

Результаты расчета. Вариант 3

напряжения при расчете на контактную при расчете на изгибную
выносливость прочность выносливость прочность
шестерня колесо шестерня колесо
расчетные 665 941 182 171 364 343
допускаемые 698 1540 271 305 1040 929

МОДУЛЬ 3.000 мм МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 152.000 мм

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни 25 колеса 100 ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 4.00

УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ [град.мин.сек.] 34 40 39

КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ: шестерни 0.000 колеса 0.000 суммарный 0.000

ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА [мм]: шестерни 44.0 колеса 40.0

ОТНОСИТ. ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА: в долях d1 0.592 в долях aw 0.237

КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ: торцового 1.30 осевого 3.26 суммарный 4.56

CИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [Н]: окружная 6340 радиальная 2825 осевая 4476

ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]: делительный 60.800 вершин 64.80 впадин 55.80

ДИАМЕТР КОЛЕСА [мм]: делительный 243.200 вершин 247.20 впадин 238.20

УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ КОЛЕС 1287 куб.см ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ 0.13 м/с


4 ТЕХНИЧЕСКОЕ ПРЕДЛОЖЕНИЕ И ВЫБОР ВАРИАНТА

Сравним варианты расчета передач по основным критериям.

Таблица 4.1

Сравнительная оценка передач редуктора по вариантам

Критерии  Номер варианта расчета
1 2 3
Выполнение условий прочности выполняются выполняются выполняются

Габаритные размеры передач редуктора,LхBхH,

мм

389х166,5х261 369,5х174,5х308,7 402х192х340
Условный объем зубчатых колес, см3 2306 1687 1287
Условный объем венца червячного колеса, см3 630 492 440
КПД привода 0,78 0,78 0,81
Смазываемость
Перегрев* Есть (80,2˚С) Нет (74,4˚С) Нет (59˚С)

* Условие работы редуктора без перегрева:

где - мощность быстроходного вала, Вт;- КПД привода; А=2LB+2ВН+2LH–площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора,м2;- коэффициент теплоотдачи,17 .

 По полученным данным построи соответствующие эскизы:


Вариант 1: Вариант 2:

Вариант 3:

 

вал подшипник передача муфта

Сравнив полученные варианты, выберем третий вариант, так как он имеет наилучшие конструктивные параметры и лучший КПД червячной передачи.

5 РАСЧЕТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

Основными критериями работоспособности ременных передач являются тяговая способность, определяемая силой трения между ремнем и шкивом, долговечность ремня, которая в условиях нормальной эксплуатации ограничивается разрушением ремня от усталости.

В настоящее время основным расчетом ременных передач является расчет по тяговой способности. Долговечность ремня учитывают при расчете путем выбора основных параметров передачи в соответствии с Рис.5.1Схема ременной передачи рекомендациями, выработанными практикой.

Методика расчета клиноременной передачи:

1)         Сечение ремня выбирается в зависимости от передаваемой мощности и частоты вращения шкива по номограмме.

2)         Диаметр меньшего шкива:

3)         Диаметр большего шкива:  коэффициент скольжения;

4)         Передаточное отношение (уточненное):

5)         Межосевое расстояние:  

6)         Длина ремня:

7)         Уточненное межосевое расстояние:

8)         Угол обхвата:

9)         Число ремней:

10)       Натяжение ветви ремня:

11)       Сила, действующая на вал:

12)       Полезные напряжения в ремне: расчетные:

допускаемые:

13)       Рабочий ресурс передачи:

В современном машиностроении наибольшее распространение имеют клиновые ремни. Применение плоских ремней старой конструкции значительно сократилось. Применение клинового ремня позволило увеличить тяговую способность передачи путем повышения трения. [2, c 314]

Таблица 4.1

Исходные данные для расчета на ЭВМ

Наименование параметра
Размерность
Значение параметра
Частота вращения быстроходного вала
об/мин
2850
Ресурс передачи час 3000
Вращающий момент на быстроходном валу Н*м 8,2
Передача - нереверсивная
Режим нагружения - 8
Регулировка натяжения ремней - Периодическая
Передаточное отношение - 2
Межосевое расстояние мм 350

Результаты расчета

Проведем расчет для двух типов ремней (нормальный клиновый и узкий клиновый) и определим наиболее подходящий.

Нормальный клиновый ремень:

ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ б.ход.вала 2850.0 об./мин. РЕСУРС ПЕРЕДАЧИ 3000 ч

ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ на б.ход.валу 8.2 Н*м ПЕРЕДАЧА нереверсивная

РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типовая циклограмма нагружения N 8 КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.00

ТИПОРАЗМЕР СЕЧЕНИЯ ремней 0 РАСЧЕТНАЯ ДЛИНА 1000 мм

КОЛИЧЕСТВО РЕМНЕЙ в комплекте (или ребер поликлинового ремня) 4

РЕГУЛИРОВКА НАТЯЖЕНИЯ РЕМНЕЙ периодическая

РЕСУРС комплекта ремней 1000 ч МАССА комплекта ремней 0.24 кг

КОЛИЧЕСТВО КОМПЛЕКТОВ ремней на весь срок службы передачи 3

ПЕРЕДАТОЧНОЕ ОТНОШЕНИЕ 2.00 МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 332 (+ 18/- 7 ) мм

РАСЧЕТНЫЕ ДИАМЕТРЫ шкивов [мм]: меньшего 71 большего 140

ШИРИНА шкивов 52 мм УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ шкивов 1006 куб.см

СИЛА, действующая на валы [Н]: в покое 559 при работе передачи 523

СИЛА предварительного натяжения комплекта ремней 281 Н

ПОЛЕЗНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ В РЕМНЕ [МПа]: расчетные 1.57 допускаемые 1.66

Узкий клиновый ремень:

ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ б.ход.вала 2850.0 об./мин. РЕСУРС ПЕРЕДАЧИ 3000 ч

ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ на б.ход.валу 8.2 Н*м ПЕРЕДАЧА нереверсивная

РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типовая циклограмма нагружения N 8 КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.00

ТИПОРАЗМЕР СЕЧЕНИЯ ремней У0 РАСЧЕТНАЯ ДЛИНА 1000 мм

КОЛИЧЕСТВО РЕМНЕЙ в комплекте (или ребер поликлинового ремня) 2

РЕГУЛИРОВКА НАТЯЖЕНИЯ РЕМНЕЙ периодическая

РЕСУРС комплекта ремней 1000 ч МАССА комплекта ремней 0.14 кг

КОЛИЧЕСТВО КОМПЛЕКТОВ ремней на весь срок службы передачи 3

ПЕРЕДАТОЧНОЕ ОТНОШЕНИЕ 2.00 МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 332 (+ 18/- 7 ) мм

РАСЧЕТНЫЕ ДИАМЕТРЫ шкивов [мм]: меньшего 71 большего 140

ШИРИНА шкивов 28 мм УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ шкивов 542 куб.см

СИЛА, действующая на валы [Н]: в покое 544 при работе передачи 523

СИЛА предварительного натяжения комплекта ремней 273 Н

ПОЛЕЗНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ В РЕМНЕ [МПа]: расчетные 2.50 допускаемые 2.99

Из расчетов видно, что узкий клиновый ремень имеет лучшие характеристики, следовательно, его и следует использовать в дальнейшем.

6 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ И ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ

Задачей данного раздела является предварительное определение диаметров валов редуктора. Допускается, что валы гладкие, круглые стержни, испытывающие только статическое кручение. Критерием при расчёте является статическая прочность.

Рис. 6.1 Эпюра крутящего момента на валу

Запишем условие прочности:

Принимаем следующие допускаемые значения напряжений:

для промежуточного вала 2=15….20 Н/мм2; для тихоходного вала 3=20….30 Н/мм2.


 где Т – крутящий момент, Н×мм; Wк – момент сопротивлению кручению, мм3.

 

где dв – диаметр вала, мм.

Проведя преобразования над формулами, получим:

Определим диаметры валов:

Для быстроходного вала диаметр принимаем по диаметру вала электродвигателя dэл=22 мм: dБ =(0.8…1.1) dэл .

Промежуточный вал (Т2=357 Н×м):

Тихоходный вал (Т3=1350 Н×м):

Диаметр вала под муфту выберем, исходя из номинального крутящего момента:

.

По ГОСТ Р 50895-96 для Тмуф = 2500 Нм d = 60мм.

Окончательно выбираем из стандартного ряда диаметры валов под подшипники: быстроходный вал - dв1=35мм; промежуточный - dв2=40 мм; тихоходный - dв3=65 мм.

Теперь, исходя из значений диаметров валов, подберем подшипники. Для быстроходного вала: роликоподшипники конические однорядные (по ГОСТ 333-79) – 7307 и радиальный однорядный шарикоподшипник (по ГОСТ 8338-75) - 307; для промежуточного - радиально-упорные однорядные шарикоподшипники (по ГОСТ 831-75) - 46308. Для тихоходного вала - радиальные однорядные шарикоподшипники (по ГОСТ 8338-75) легкой серии - 213.

 

7 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

БЫСТРОХОДНЫЙ ВАЛ

Рис. 7.1 Схема сил быстроходного вала

Известные из расчета червячной передачи силы, действующие на червяк:

Окружная сила: Pt1 = 697H; Радиальная сила: Pr1 = 1299H; Осевая сила ( равна окружной силе колеса): Pa1 = 3570Н.

Реакции на шкиве равны:

где S – сила предварительного натяжения ремней.

Рис. 7.2 Определение реакций на шкиве

Реакции опор определим из условий равновесия вала:

Следовательно:

Н;


Н;

Н;

Н.

Проверка:

;

.

Суммарные реакции:

Н;

Н.

ПРОМЕЖУТОЧНЫЙ ВАЛ

Рис. 7.4 Схема сил промежуточного вала


 Известные из расчета червячной передачи силы, действующие на червячное колесо:

Окружная сила: Pt2 = 3570H; Радиальная сила: Pr2 = 1299H; Осевая сила ( равна окружной силе червяка): Pa2 = 697Н.

Из расчета зубчатой передачи:

Окружная сила: P``t3 = P`t3 = 6340 H;

Радиальная сила: P``r3 = P`r3 = 2825H;

Осевая сила: P``a3 = P`a3 = 4476Н.

Реакции опор определим из условий равновесия вала:

Следовательно:

Проверка:

;

.

Суммарные реакции:

Н;

Н.

ТИХОХОДНЫЙ ВАЛ

Рис. 7.5 Схема сил тихоходного вала

Из расчета зубчатой передачи:

Окружная сила: P``t4 = P`t4 = 6340H; Радиальная сила: P``r4 = P`r4 = 2825H; Осевая сила: P``a4 = P`a4 = 4476Н.

Реакции опор определим из условий равновесия вала:

Следовательно:

Проверка:

;

.

Суммарные реакции:


Н;

Н.

 

8 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПРОМЕЖУТОЧНОГО ВАЛА

Задачей данного раздела является определение фактического коэффициента запаса в опасных сечениях вала и выбрать материал вала или его размеры. Критерием при расчётах является усталостная прочность с учётом изгиба и кручения.

Страницы: 1, 2, 3, 4


Copyright © 2012 г.
При использовании материалов - ссылка на сайт обязательна.