Основы конструирования и проектирования (стр. 1 из 3)

Министерство образования Российской Федерации

Санкт-Петербургский государственный университет

сервиса и экономики

КОНТРОЛЬНАЯ РАБОТА

«Основы конструирования и проектирования»

Санкт- Петербург

2009

Оглавление.

1. Задание.	3
Исходные данные.	3
Ресурс редуктора.	3
2. Расчет силовых и кинематических характеристик привода.	4
2.1 Определение мощности на приводном валу и выбор асинхронного электродвигателя, и кинематический расчет привода	5
3. Расчет параметров зубчатых колес	7
3.1 определение механических свойств материалов.	7
4. Расчет параметров передачи	8
5. Конструирование валов редуктора	10
6. Расчет шпоночного паза	11
7. Расчет зубчатой муфты	12
8. Проверочный расчет быстроходного вала.	13
Список литературы.	16

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;

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

η =η₁×η₂× η₃×…η_i…_.×η_n×η^x_подш.

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

η =η_з.п.×η^x_подш=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 n_дв.=const, тогда частота вращения двигателя связана с частотой вращения рабочего органа.

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

N₁ < N_дв.

Тип электродвигателя 4А132М8Y3 со следующими характеристиками:

- номинальная мощность электродвигателя N_дв=5.5 КВт

- синхронная чистота вращения

=1000 об/мин.

- диаметр вала ротора d_дв.=38 мм.

- кратность максимального момента ψ_max=2.2

N₁ =5.23< N_дв =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 σ_т=490 МПа

- для материала колеса: предел текучести σ_т=540 МПа

расчет допускаемого контактного напряжения для материала шестерни и колеса.

по заданной долговечности t=30000 час.

Определим число рабочих циклов

- шестерни N_ц1=60×n₁×t=60×950×30000=1,7×10⁹

- колеса N_ц2=660×n₂×t=60×380×30000=0,684×10⁹

Принимаем:

- коэффициент долговечности К_HL=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 k_H=1,2.

Определение межосевого расстояния d_w из условия контактной выносливости и выбранного значения коэффициента ширины колеса ψ_ba=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