Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 62
Пояснительная записка к курсовому проекту «Детали машин» Содержание: Введение (характеристика, назначение). 1. Выбор эл. двигателя и кинематический расчет. 2. Расчет ременной передачи. 3. Расчет редуктора. 4. Расчет валов. 5. Расчет элементов корпуса редуктора. 6. Расчет шпоночных соединений. 7. Расчет подшипников. 8. Выбор смазки. 9. Спецификация на редуктор. Введение. 1.Выбор эл. Двигателя и кинематический расчет. 1.1 Определяем общий h привода h
общ
=
h
р*
h
п
2
*
h
з
= 0,96*0,992
*0,97
=0,913
h- КПД ременной передачи h- КПД подшипников h- КПД зубчатой цилиндрической передачи 1.2 Требуемая мощность двигателя Ртр
=
Р3
/
h
общ
=
3
/
0,913
=
3,286
кВт
Ртр
- требуемая мощность двигателя Р3
– мощность на тихоходном валу 1.3 Выбираем эл. двигатель по П61. Рдв
=
4
кВт
4А100S2У3 2880 min-1
4А100L4У3 1440 min-1
4А112МВ6У3 955 min-1
4А132 8У3 720 min-1
1.4 Определяем общее передаточное число редуктора uобщ
: u
общ
=
n
дв
/n3
= 720*0,105/(2,3*
p
) = 10,47
nдв
– число оборотов двигателя n3
– число оборотов на тихоходном валу редуктора n3
= W3
/0,105 = 2,3*
p
/0,105 = 68,78 min-1
W3
– угловая скорость тихоходного вала 1.5 Принимаем по ГОСТу для зубчатой передачи uз
= 5, тогда передаточное число ременной передачи равно: u
рем
=
u
общ
/ u
з
= 10,47/ 5 =2,094
1.6 Определяем обороты и моменты на валах привода: 1 вал -вал двигателя: n1
= n
двиг
=720
min-1
W1
= 0,105*n1
= 0,105*720 =75,6
рад
/c
T1
= P
треб
/W1
= 3,286/75,6 = 43,466
Н*м
T1
– момент вала двигателя 2 вал – тихоходный привода - быстроходный редуктора n2
= n1
/u
рем
= 720
/2,094 = 343,84 min-1
W2
= 0,105*n2
=0,105*343,84 = 36,1
рад
/c
T2
= T1
*u
рем
*
h
р
= 43,666*
2,094
*0,96 =
87,779
Н*м
3 вал - редуктора n3
= n2
/u
з
= 343,84
/5 = 68,78 min-1
W3
= 0,105*n3
=0,105*68,78 = 7,22
рад
/c
T3
= Р
тр
/W3
= 3290/7,22 = 455,67
Н*м
2.Расчет ременной передачи. 2.1 Определяем диаметр меньшего шкива D1
по формуле Саверина: D1
= (115…135
) P1
–мощность двигателя n1
–обороты двигателя D1
= 125* 2.2 Определяем скорость и сравниваем с допускаемой: V
=
p
*D1
*n1
/60 = 3,14*0,225*720/60 = 8,478
м/с
При этой скорости выбираем плоский приводной ремень из хлопчатобумажной ткани при Vокр1
£ 20 м/с 2.3 Определяем диаметр большего шкива D2
и согласуем с ГОСТ: D2
= u
рем
*D1
*(1-
e
) = 2,094*225*(1-0,015) = 464,08
мм
e -коэф. упругого скольжения по ГОСТу принимаем D2
= 450 мм 2.4 Выбираем межосевое расстояние aрем
для плоских ремней: (
D1
+D2
)
£
a
рем
£
2,5(D1
+D2
)
675
£
a
рем
£
1687,5
2.5 Находим угол обхвата ремня j: j
»
1800
-((D2
-D1
)/ a
рем
)*600
j
»
1800
-((450-225)/1000)*600
= 1800
-13,20
= 166,50
j = 166,50
т.к. j³ 1500
значит межосевое расстояние оставляем тем же. 2.6 Определяем длину ремня L: L = 2*a
рем
+(
p
/2)*(D1
+D2
)+(D2
-D1
)2
/ 4*a
рем
=2*1000+(3,14/2)*(450+225)+(450-225)2
/4*1000 = 3072,4
мм
2.7 Определяем частоту пробега ремня n: n
=
V
/
L = 8,478/3,0724 = 2,579 c-1
n£ 4…5 c-1
2.8 Вычисляем допускаемое полезное напряжение [GF
]: [GF
] = GFo
*C
j
*CV
*Cp
*C
g
= 1,62*0,965*0,752*1*0,9 = 1,058 Мпа
GFo
–по табл П11 GFo
= 2,06-14,7*d/Dmin
d/Dmin
= 0,03 Cj
-коэф. угла обхвата П12 : Cj
= 0,965 CV
–коэф. скорости CV
= 1,04-0,0004*V2
= 0,752 Cp
–коэф. режима нагрузки П13 : Cp
= 1 Cg
-коэф зависящий от типа передачи и ее расположения Cg
= 0,9 GFo
= 2,06-14,7*0,03 = 1,62 Мпа 2.9 Вычисляем площадь поперечного сечения ремня S: S = b*
d
= Ft
/[GF
] = 388,09/(1,058*106
) = 0,0003668
м2
=
366,8
мм2
Ft
= 2T1
/D1
Ft
–окружная сила T1
–момент вала дв. Ft
= 2*43,66/0,225 = 388,09 H
Найдем по таблицам П7 ширину b = 60мм идлину d =6,5 мм По ГОСТу S = 60* 6,5 = 390
мм2
2.10 Вычисляем силу давления на вал F для хлопчатобумажных ремней: F » 3Ft
F = 3*388,09 = 1164,27 H
3. Расчет редуктора. 3.1 Используя П21 и П28 Назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 45 с термической обработкой: Колесо (нормализация) Шестерня (улутшение) НВ 180…220 НВ 240..280
G NHo
= 107
NHo
= 1,5*107
G Для реверсивной подачи NFo
= 4*106
NFo
= 4*106
3.2 Назначая ресурс передачи tч
³ 104
часов находим число циклов перемены напряжений NHE
= NFE
= 60t
ч
*
n3
³
60*104
*68,78 = 4,12*107
т.к. NHE
> NHO
и NFE
> NFO
, то значения коэф. долговечности принимаем: KHL
= 1
и
KFL
= 1
Допускаемые напряжения для колеса: G для шестерни: G 3.3 Определения параметров передачи: Ka
= 4300
коэф. для стальных косозубых колес Yba
= 0,2…0,8 коэф. ширины колеса Y
ba
= 0,4
Y
bd
= 0,5
Y
ba
*(u
з
+1) = 0,5*0,4*(5+1) = 1,2
по П25 KH
b
»
1,05
и так найдем межосевое расстояние aw
: aw
³
Ka
*(u
з
+1) по ГОСТу aw
= 180 мм
3.4 Определяем нормальный модуль mn
: mn
= (0,01…0,02)aw
= 1,8...3,6
мм
по ГОСТу 3.5 Обозначаем угол наклона линии зуба b: b
= 8…200
принимаем b = 150
Находим кол-во зубьев шестерни Z1
: Z1
= 2aw
*cos
b
/[mn
(u
з
+1
)
] = 2*180*cos150
/[2,5(5+1)] = 23,18
Принимаем Z1
= 23
Тогда Z2
= u
з
*Z1
= 5*23 = 115
Находим точное значение угла b: cos
b
= mn
*Z1
(u
з
+1)/2aw
= 2,5*23*6/360 = 0,9583
3.6 Определяем размер окружного модуля mt
: mt
= mn
/cos
b
=2,5/cos160
35/
= 2,61
мм
3.7 Определяем делительные диаметры d, диаметры вершин зубьев da
, и диаметры впадин df
шестерни и колеса: шестерняколесо d1
= mt
*Z1
= 2,61*23 = 60
мм
d2
= mt
*Z2
= 2,61*115 = 300
мм
da1
= d1
+2mn
= 60+2*2,5 = 65
мм
da2
= d2
+2mn
= 300+5 = 305
мм
df1
= d1
-2,5mn
= 60-2,5*2,5 = 53,75
мм
df2
= d2
-2,5mn
= 300-2,5*2,5 = 293,75
мм
d1
= 60
мм
d2
= 300
мм
da1
= 65
мм
da2
= 305
мм
df1
= 53,75
мм
df2
= 293,75
мм
3.8 Уточняем межосевое расстояние: aw
= (d1
+d2
)/2 = (60+300)/2 = 180
мм
3.9 Определяем ширину венца зубчатых колес b: b =
y
a
*aw
= 0,4*180 = 72
мм
принимаемb2
= 72
ммдля колеса,b1
= 75
мм
3.10 Определение окружной скорости передачи Vп
: V
п
=
p
*n2
*d1
/60 = 3,14*343,84*60*10-3
/60 = 1,08
м/с
По таблице 2 выбираем 8-мую степень точности 3.11 Вычисляем окружную силу Ft
: Ft
= P
тр
/V
п
=
3286
/
1,08
=
3,04
*103
Н
Осевая сила Fa
: Fa
= Ft
*tg
b
= 3,04*103
*tg160
36/
= 906,5 H
Радиальная (распорная) сила Fr
: Fr
= Ft
*tg
a
/cos
b
= 3040*tg200
/cos160
36/
= 1154,59 H
3.12 Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев: ZH
»
1,7
при b = 160
36/
по таб. 3 ZM
= 274*103
Па1/2
по таб. П22 e
a
»
[1,88-3,2(1/Z1
+1/Z2
)]cos
b
= 1,64
Ze
= e
b
= b2
*sin
b
/(
p
mn
) = 72*sin160
36/
/3,14*2,5 = 2,62
> 0,9 по таб. П25 KH
b
= 1,05
по таб. П24KH
a
= 1,05
по таб. П26 KHV
= 1,01
коэф. нагрузки KH
= KH
b
*KH
a
*KHV
= 1,11
3.13 Проверяем контактную выносливость зубьев: GH
=ZH
*ZM
*Ze
3.14 Определяем коэф. по таб. П25 KF
a
= 0,91
по таб. 10 K
F
b
= 1,1
K
FV
= 3KHV
-2 = 3*1,01-2 = 1,03
K
FV
= 1,03
Коэф. нагрузки: KF
= KF
a
*
K
F
b
*
K
FV
= 0,91*1,1*1,03 = 1,031
Вычисляем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса: Z Z По таб. П27 определяем коэф. формы зуба шестерни Y По таб. П27 определяем коэф. формы зуба колеса Y Сравнительная оценка прочности зуба шестерни и колеса при изгибе: G G Найдем значение коэф. Yb
: Y
b
= 1-
b
0
/1400
= 0,884
3.15 Проверяем выносливость зубьев на изгиб: GF
= YF
*Y
b
*KF
*Ft
/(b2
mn
) = 3,77*0,884*1,031*3040/(72*2,5) = 58
МПа
<< G 4. Расчет валов. Принимаем [tk
]/
= 25 МПа для стали 45 и [tk
]//
= 20 МПа для стали 35 4.1 Быстроходный вал d
³
принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d принимаем диаметр вала под подшипник d принимаем диаметр вала для буртика d 4.2 Тихоходный вал: d
³
принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d принимаем диаметр вала под подшипник d принимаем диаметр вала для колеса d 4.3 Конструктивные размеры зубчатого колеса: диаметр ступицы d длина ступицы lc
т
»
(0,7…
1,8) d толщина обода d
0
»
(2,5…4)mn
= 6,25…10
мм
Колесо изготовляем из поковки, конструкция дисковая. Толщина e
»
(0,2…0,3)b2
= 14,4…21,6
мм
4.4 Проверка прочности валов: Быстроходный вал: G-1
»
0,43G 4.5 Допускаемое напряжение изгиба [GИ
]-1
при [n] = 2,2 K
s
= 2,2
и
k
ри
= 1
: [G
И
]-1
= [G-1
/([n] K
s
)] k
ри
= 72,7
МПа
4.6.1 Определяем реакции опор в плоскости zOy : YB
= Fr
/2+Fa
d1
/4a1
= 849,2 H
YA
= Fr
/2-Fa
d1
/4a1
= 305,4 H
4.6.2 Определяем реакции опор в плоскости xOz : XA
= XB
= 0,5Ft
= 0,5*3040 = 1520 H
4.6.3 Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz: MA
= MB
= 0
M M в плоскости xOz: MA
= MB
= 0
M 4.6.4 Крутящий момент T = T2
=
87,779
Н*м
4.7 Вычисляем суммарный изгибающий момент Ми
: Ми
= Значит : G
и
= 32M
и
/
p
d t
к
= 16
T2
/(
p
d 4.8 G
э111
= 4.9 Тихоходный вал: Для стали 35 по таб. П3 при d < 100 мм GB
= 510
МПа
G-1
»
0,43G 4.10 Допускаемое напряжение изгиба [GИ
]-1
при [n] = 2,2 K
s
= 2,2
и
k
ри
= 1
: [G
И
]-1
= [G-1
/([n] K
s
)] k
ри
= 45,3
МПа
4.10.1 Определяем реакции опор в плоскости yOz : YB
= Fr
/2+Fa
d2
/4a2
= 2022,74 H
YA
= Fr
/2-Fa
d2
/4a2
= -869,2 H
4.10.2 Определяем реакции опор в плоскости xOz : XA
= XB
= 0,5Ft
= 0,5*3040 = 1520 H
4.10.3 Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz: MA
= MB
= 0
M M в плоскости xOz: MA
= MB
= 0
M Крутящий момент T = T3
=
455,67
Н*м
4.11 Вычисляем суммарный изгибающий момент Ми
: Ми
= Значит : G
и
= 32M
и
/
p
d t
к
= 16
T3
/(
p
d 4.12 G
э111
= 5. Расчет элементов корпуса редуктора. Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна. 5.1 Толщина стенки корпуса d
»
0,025aw
+1…5 мм = 4,5+1…5
мм
5.2 Толщина стенки крышки корпуса d
1
»
0,02aw
+1…5
мм
= 3,6+1…5
мм
5.3 Толщина верхнего пояса корпуса s
»
1,5
d
= 13,5
мм
5.4 Толщина нижнего пояса корпуса t
»
(2…2,5)
d
= 18…22,5
мм
5.5 Толщина ребер жесткости корпуса C
»
0,85
d
= 7,65
мм
5.6 Диаметр фундаментных болтов d
ф
»
(1,5…2,5)
d
= 13,5…22,5
мм
5.7 Ширина нижнего пояса корпуса К2
³
2,1
d
ф
= 2,1*18 = 37,8 мм
5.8 Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой dk
»
(0,5…0,6)d
ф
5.9 Толщина пояса крышки s1
»
1,5
d
1
= 12
мм
5.10 Ширина пояса соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников K
»
3dk
= 3*10 = 30
мм
5.11 Диаметр болтов для подшипников dk
п
»
0,75d
ф
= 0,75*18 = 13,5
мм
5.12 Диаметр болтов для крепления крышек подшипников d
п
»
(0,7..1,4)
d
= 6,3…12,6
мм
5.13 Диаметр обжимных болтов можно принять 8…16 мм 5.14 Диаметр болтов для крышки смотрового окна dkc
= 6…10
мм
5.15 Диаметр резьбы пробки для слива масла d
пр
³
(1,6…2,2)
d
= 14,4…1
9,8
мм
5.16 Зазор y: y
»
(0,5…1,5)
d
= 4,5…13,5
мм
5.17 Зазор y1
: y1
»
(1,5…3)
d
= 13,5…27
мм
y 5.18 Длины выходных концов быстроходного и тихоходного валов: |