Министерство образования Российской Федерации

Санкт-Петербургский  государственный  университет

сервиса и экономики 
 
 
 
 
 
 
 
 

КОНТРОЛЬНАЯ РАБОТА  
 
 
 

«Основы конструирования  и проектирования» 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Санкт- Петербург

2009

 

Оглавление.

 

 

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: