 |
 |
 |
|
|||||||||
|
 | |||||||||||
|
 |
||||||||
|
МЕНЮ
|
БОЛЬШАЯ ЛЕНИНГРАДСКАЯ БИБЛИОТЕКА - РЕФЕРАТЫ - Реферат: Пояснительная записка к курсовому проекту по ТММ Расчет редуктораРеферат: Пояснительная записка к курсовому проекту по ТММ Расчет редуктораПояснительная записка к курсовому проекту «Детали машин»Содержание: Введение (характеристика, назначение). Выбор эл. двигателя и кинематический расчет. Расчет ременной передачи. Расчет редуктора. Расчет валов. Расчет элементов корпуса редуктора. Расчет шпоночных соединений. Расчет подшипников. Выбор смазки. Спецификация на редуктор. Введение. Спроектировать привод к конвейеру по схеме. Мощность на ведомом валу редуктора P3 = 3 кВт и W3 = 2,3 ( рад/c вращения этого вала. 1.Выбор эл. Двигателя и кинематический расчет. Определяем общий ( привода (общ= 0,913 (общ = (р*(п2*(з = 0,96*0,992*0,97 =0,913 (- КПД ременной передачи (- КПД подшипников (- КПД зубчатой цилиндрической передачи Требуемая мощность двигателя Ртр=3,286 кВт Ртр = Р3/(общ = 3/0,913 = 3,286 кВт Ртр - требуемая мощность двигателя Р3 – мощность на тихоходном валу Выбираем эл. двигатель по П61. Рдв = 4 кВт 4А132 8У3 720 min-1 4А100S2У3 2880 min-1 4А100L4У3 1440 min-1 4А112МВ6У3 955 min-1 4А132 8У3 720 min-1 Определяем общее передаточное число редуктора uобщ: uобщ = 10,47 uобщ = nдв/n3 = 720*0,105/(2,3*() = 10,47 nдв – число оборотов двигателя n3 = 68,78 min-1 n3 – число оборотов на тихоходном валу редуктора n3 = W3/0,105 = 2,3*(/0,105 = 68,78 min-1 W3 – угловая скорость тихоходного вала Принимаем по ГОСТу для зубчатой передачи uз = 5, тогда передаточное число ременной передачи равно: uрем = 2,094 uрем = uобщ / uз = 10,47/ 5 =2,094 Определяем обороты и моменты на валах привода: 1 вал - вал двигателя: n1 = nдвиг =720 min-1 W1 = 0,105*n1 = 0,105*720 =75,6 рад/c T1 = Pтреб/W1 = 3,286/75,6 = 43,466 Н*м T1 – момент вала двигателя 2 вал – тихоходный привода - быстроходный редуктора n2 = n1/uрем = 720/2,094 = 343,84 min-1 W2 = 0,105*n2 =0,105*343,84 = 36,1 рад/c T2 = T1*uрем*(р = 43,666*2,094*0,96 = 87,779 Н*м 3 вал - редуктора n3 = n2/uз = 343,84/5 = 68,78 min-1 W3 = 0,105*n3 =0,105*68,78 = 7,22 рад/c T3 = Ртр/W3 = 3290/7,22 = 455,67 Н*м ВАЛ n min-1 W рад/c T Н*м 1 720 75,6 43,666 2 343,84 36,1 87,779 3 68,78 7,22 455,67 2.Расчет ременной передачи. 2.1 Определяем диаметр меньшего шкива D1 по формуле Саверина: P1 –мощность двигателя n1 –обороты двигателя V = 8,478 м/с D1 = 225 мм =221,39 мм по ГОСТу принимаем 2.2 Определяем скорость и сравниваем с допускаемой: V = (*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 = uрем *D1*(1-() = 2,094*225*(1-0,015) = 464,08 мм D2 = 450 мм ( -коэф. упругого скольжения по ГОСТу принимаем D2 = 450 мм 2.4 Выбираем межосевое расстояние aрем для плоских ремней: aрем= 1000 мм (D1+D2) ( aрем ( 2,5(D1+D2) 675 ( aрем ( 1687,5 2.5 Находим угол обхвата ремня (: ( ( 1800-((D2-D1)/ aрем)*600 ( = 166,50 ( ( 1800-((450-225)/1000)*600 = 1800-13,20 = 166,50 ( = 166,50 т.к. ( ( 1500 значит межосевое расстояние оставляем тем же. 2.6 Определяем длину ремня L: L = 3072,4 мм L = 2*aрем +((/2)*(D1+D2)+(D2-D1)2/ 4*aрем =2*1000+(3,14/2)*(450+225)+(450-225)2/4*1000 = 3072,4 мм 2.7 Определяем частоту пробега ремня (: ( = 2,579 c-1 ( = V/L = 8,478/3,0724 = 2,579 c-1 ( ( 4…5 c-1 2.8 Вычисляем допускаемое полезное напряжение [GF]: [GF] = GFo*C(*CV*Cp*C( = 1,62*0,965*0,752*1*0,9 = 1,058 Мпа GFo –по табл П11 GFo = 2,06-14,7*(/Dmin (/Dmin = 0,03 [GF] = 1,058 Мпа C( -коэф. угла обхвата П12 : C( = 0,965 CV –коэф. скорости CV = 1,04-0,0004*V2 = 0,752 Cp –коэф. режима нагрузки П13 : Cp = 1 C( -коэф зависящий от типа передачи и ее расположения C( = 0,9 GFo = 2,06-14,7*0,03 = 1,62 Мпа 2.9 Вычисляем площадь поперечного сечения ремня S: S = b*( = 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 S = 390 мм2 Найдем по таблицам П7 ширину b = 60мм и длину ( =6,5 мм B = 70 мм По ГОСТу S = 60* 6,5 = 390 мм2 2.10 Вычисляем силу давления на вал F для хлопчатобумажных ремней: F = 1164,27 H 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 = 600 Мпа NHo = 107 NHo = 1,5*107 =130 Мпа Для реверсивной подачи NFo = 4*106 NFo = 4*106 3.2 Назначая ресурс передачи tч ( 104 часов находим число циклов перемены напряжений NHE = NFE = 60tч*n3 ( 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: *KFL = 110 МПа для шестерни: *KFL = 130 МПа 3.3 Определения параметров передачи: Ka = 4300 коэф. для стальных косозубых колес (ba = 0,2…0,8 коэф. ширины колеса (ba = 0,4 (bd = 0,5(ba*(uз+1) = 0,5*0,4*(5+1) = 1,2 по П25 KH( ( 1,05 и так найдем межосевое расстояние aw: aw = 180 мм = 25800*63,92-7 = 0,1649 м по ГОСТу aw = 180 мм mn = 2,5 мм 3.4 Определяем нормальный модуль mn: mn = (0,01…0,02)aw = 1,8...3,6 мм по ГОСТу ( = 150 3.5 Обозначаем угол наклона линии зуба (: ( = 8…200 принимаем ( = 150 Находим кол-во зубьев шестерни Z1: Z1 = 23 Z1 = 2aw*cos(/[mn(uз+1)] = 2*180*cos150/[2,5(5+1)] = 23,18 Принимаем Z1 = 23 Z2 = 115 Тогда Z2 = uз*Z1 = 5*23 = 115 Находим точное значение угла (: ( = 160 35/ cos( = mn*Z1(uз+1)/2aw = 2,5*23*6/360 = 0,9583 mt = 2,54 мм 3.6 Определяем размер окружного модуля mt: mt = mn/cos( =2,5/cos100 16/ = 2,54 мм 3.7 Определяем делительные диаметры d, диаметры вершин зубьев da, и диаметры впадин df шестерни и колеса: шестерня колесо d1 = mt*Z1 = 2,5407*21 = 53,35 мм d2 = mt*Z2 = 2,5407*105 = 266,77 мм da1 = d1+2mn = 53,35+2*2,5 = 58,35 мм da2 = d2+2mn = 266,77+5 = 271,77 мм df1 = d1-2,5mn = 53,35-2,5*2,5 = 47,1 мм df2 = d2-2,5mn = 266,77-2,5*2,5 = 260,52 мм d1 = 53,35 мм d2 = 266,77 мм da1 = 58,35 мм da2 = 271,77 мм df1 = 47,1 мм df2 = 260,52 мм 3.8 Уточняем межосевое расстояние: aw = (d1+d2)/2 = (53,35+266.77)/2 = 160,06 мм 3.9 Определяем ширину венца зубчатых колес b: b = (a*aw = 0,4*160 = 64 мм принимаем b2 = 64 мм для колеса, b1 = 67 мм Vп = 0,83 м/с 3.10 Определение окружной скорости передачи Vп: Vп = (*n2*d1/60 = 3,14*299,07*53,35*10-3/60 = 0,83 м/с По таблице 2 выбираем 8-мую степень точности Ft = 2,6*103 Н 3.11 Вычисляем окружную силу Ft: Ft = Pтр/Vп = 2190/0,83 = 2638,55 Н = 2,6*103 Н Fa = 470,94 H Осевая сила Fa: Fa = Ft*tg( = 2,6*103*tg100 16/ = 470,94 H Fr = 961,72 H Радиальная (распорная) сила Fr: Fr = Ft*tg(/cos( = 2600*tg200/cos100 16/ = 961,72 H 3.12 Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев: ZH ( 1,73 ZH ( 1,73 при ( = 100 16/ по таб. 3 (( = 1,67 ZM = 274*103 Па1/2 по таб. П22 (( ([1,88-3,2(1/Z1+1/Z2)]cos( = 1,67 Ze = 0,77 ZM = 274*103 Па1/2 = 0,77 (( = b2*sin(/((mn) = 64*sin100 16//3,14*2,5 = 1,45 > 0,9 по таб. П25 KH( = 1,05 по таб. П24 KH( = 1,05 KH = 1,11 по таб. П26 KHV = 1,01 коэф. нагрузки KH = KH(*KH( *KHV = 1,11 GH = 371,84 МПа 3.13 Проверяем контактную выносливость зубьев: =1,75*274*103*0,77*1007=371,84 МПа 3.14 Определяем коэф. по таб. П25 KF( = 0,91 по таб. 10 KF( = 1,1 KFV = 3KHV-2 = 3*1,01-2 = 1,03 KFV = 1,03 KF = 1,031 Коэф. нагрузки: KF = KF( * KF( * KFV = 0,91*1,1*1,03 = 1,031 Вычисляем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса: = 22,04 = 110,2 = Z1/cos3( = 21/0,9843 = 22,04 = Z2/cos3( = 105/0,9843 = 110,2 = 22 = 110 Сравнительная оценка прочности зуба шестерни и колеса при изгибе: = 130/4,056 = 32 МПа = 110/3,756 = 29,3 МПа Y( = 0,93 Найдем значение коэф. Y(: Y( = 1-(0/1400 = 0,93 3.15 Проверяем выносливость зубьев на изгиб: 4. Расчет валов. Принимаем [(k]/ = 25 МПа для стали 45 и [(k]// = 20 МПа для стали 35 dВ1= 28 мм 4.1 Быстроходный вал = 32 мм = 2,4*10-2 м принимаем по ГОСТу dВ1= 28 мм = 35 мм = 32 мм = 44 мм = 35 мм = 44 мм 4.2 Тихоходный вал: dВ2= 45 мм = 50 мм = 4,3*10-2 м принимаем по ГОСТу dВ2= 45 мм = 55 мм = 50 мм = 55 мм = 60 мм = 60 мм = 95 мм 4.3 Конструктивные размеры зубчатого колеса: = 90…102 мм lст = 75 мм = 42…108 мм (0 = 7мм толщина обода (0 ( (2,5…4)mn = 6,25…10 мм е = 16 мм Колесо изготовляем из поковки, конструкция дисковая. Толщина e ( (0,2…0,3)b2 = 12,8…19,2 мм G-1 = 352 МПа 4.4 Проверка прочности валов: = 0,43*820 = 352 МПа 4.5 Допускаемое напряжение изгиба [GИ]-1 при [n] = 2,2 K( = 2,2 и kри = 1: [GИ]-1 = 72,7 МПа [GИ]-1 = [G-1/([n] K()] kри = 72,7 МПа YB = 614,5 H 4.6.1 Определяем реакции опор в плоскости zOy : YA = 347,22 H YB = Fr/2+Fad1/4a1 = 614,5 H YA = Fr/2-Fad1/4a1 = 347,22 H XA = XB = 1300 H 4.6.2 Определяем реакции опор в плоскости xOz : XA = XB = 0,5Ft = 0,5*2600 = 1300 H 4.6.3 Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz: = 16,32 Н*м MA = MB = 0 = 28,88 Н*м = YA*a1 = 347,22*0,047 = 16,32 Н*м = YВ*a1 = 614,5*0,047 = 28,88 Н*м (MFrFa)max= 28,88 H*м в плоскости xOz: = 61,1 Н*м MA = MB = 0 = XA*a1 = 1300*0,047 = 61,1 Н*м MFt = 61,1 H*м 4.6.4 Крутящий момент T = T2 = 66,96 Н*м Ми =67,58 Н*м 4.7 Вычисляем суммарный изгибающий момент Ми : Gи = 6,6 МПа = 67,58 Н*м = 6,6 МПа Gэ111 = 9,33 МПа ) = 16*66,96/(3,14*0,0473) = 3,3 МПа = 9,33 МПа 4.9 Тихоходный вал: G-1 = 219,3 МПа Для стали 35 по таб. П3 при d < 100 мм GB = 510 МПа = 0,43*510 = 219,3 МПа 4.10 Допускаемое напряжение изгиба [GИ]-1 при [n] = 2,2 K( = 2,2 и kри = 1: [GИ]-1 = 45,3 МПа [GИ]-1 = [G-1/([n] K()] kри = 45,3 МПа YB = 1737,19 H 4.10.1 Определяем реакции опор в плоскости yOz : YA = -775,47 H YB = Fr/2+Fad2/4a2 = 1737,19 H YA = Fr/2-Fad2/4a2 = -775,47 H XA = XB = 1300 H 4.10.2 Определяем реакции опор в плоскости xOz : XA = XB = 0,5Ft = 0,5*2600 = 1300 H 4.10.3 Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz: = -38,77 Н*м MA = MB = 0 = 86,86 Н*м = YA*a2 = -775,47*0,05 = -38,77 Н*м = YВ*a2 = 1737,19*0,05 = 86,86 Н*м (MFrFa)max= 86,86 H*м в плоскости xOz: = 65 Н*м MA = MB = 0 = XA*a2 = 1300*0,05 = 65 Н*м MFt = 65 H*м Крутящий момент T = T3 = 318,47 Н*м Ми =108,49 Н*м 4.11 Вычисляем суммарный изгибающий момент Ми : Gи = 6,6 МПа = 108,49 Н*м = 6,6 МПа Gэ111 = 19,79 МПа ) = 16*318,47/(3,14*0,0553) = 9,7 МПа = 19,79 МПа < 45,25 МПа 5. Расчет элементов корпуса редуктора. ( = 8 мм Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна. 5.1 Толщина стенки корпуса ( ( 0,025aw+1…5 мм = 4+1…5 мм (1 = 7мм 5.2 Толщина стенки крышки корпуса (1 ( 0,02aw+1…5 мм = 3,2+1…5 мм s =12 мм 5.3 Толщина верхнего пояса корпуса s ( 1,5( = 12 мм t = 18 мм 5.4 Толщина нижнего пояса корпуса t ( (2…2,5)( = 16…20 мм С = 7 мм 5.5 Толщина ребер жесткости корпуса C ( 0,85( = 6,8 мм dф = 18 мм 5.6 Диаметр фундаментных болтов dф ( (1,5…2,5)( = 12…20 мм К2 = 38 мм 5.7 Ширина нижнего пояса корпуса К2 ( 2,1 dф = 2,1*18 = 37,8 мм dk = 10 мм 5.8 Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой dk ( (0,5…0,6)dф s1 = 11 мм 5.9 Толщина пояса крышки s1 ( 1,5(1 = 11 мм K = 30 мм 5.10 Ширина пояса соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников K1 = 25 мм K ( 3dk = 3*10 = 30 мм dkп=12 мм 5.11 Диаметр болтов для подшипников dkп ( 0,75dф = 0,75*18 = 13,5 мм 5.12 Диаметр болтов для крепления крышек подшипников = 10 мм dп ( (0,7..1,4)( = 5,6…11,2 мм 5.13 Диаметр обжимных болтов можно принять 8…16 мм dkc = 8 мм 5.14 Диаметр болтов для крышки смотрового окна dkc = 6…10 мм dпр = 15 мм 5.15 Диаметр резьбы пробки для слива масла dпр ( (1,6…2,2)( = 12,8…17,6 мм y = 8 мм 5.16 Зазор y: y ( (0,5…1,5)( = 4…12 мм y1 = 20 мм 5.17 Зазор y1: = 30 мм y1 ( (1,5…3)( = 12…24 мм = (3…4)( = 24…32 мм 5.18 Длины выходных концов быстроходного и тихоходного валов: l1 = 50 мм l2 = 80 мм l1 ( (1,5…2)dB1 = 42…56 мм l2 ( (1,5…2)dB2 = 69…92 мм 5.19 Назначаем тип подшипников средняя серия для быстроходного вала и легкая для тихоходного = 23 мм = 23 мм X/ = X// = 20 мм = 2*10 = 20 мм = 35 мм = 12 мм = 1,5*23 = 35,5 мм = 8…18 мм =15 мм осевой размер глухой крышки подшипника ( 8…25 мм a2 = 50 мм 5.20 Тихоходный вал: a2 ( y+0,5lст= 10+0,5*75 = 47,5 мм а1 = 47 мм быстроходный вал +0,5b1 = 12+0,5*67 = 45,5 мм ВР = 335 мм Lp= 440 мм НР = 355 мм 5.21 Габаритные размеры редуктора: ширина ВР +l1 = 80+35+ 2,5*23+20+75+15+50 = 332,5 мм Длина Lp Lp ( 2(K1+(+y1)+0,5(da2+da1)+aw = 2(25+10+20)+0,5(271,77+58,35)+ 160 = 435,06 мм Высота НР +t = 10+20+271,77+30+18 = 349,77 мм 6. Расчет шпоночных соединений. 6.1 Быстроходный вал dB1= 28 мм по П49 подбираем шпонку b(h = 8(7 l = 45мм lp = 37 мм l = l1-3…10 мм = 45 мм lp = l-b = 45-8 = 37 мм допускаемые напряжения смятия [Gсм]: [Gсм] = 100…150 МПа Gсм ( 4,4T2/(dlph) = 30,8 МПа < [Gсм] Выбираем шпонку 8(7(45 по СТ-СЭВ-189-75 6.2 Тихоходный вал dB2= 46 мм по П49 подбираем шпонку b(h = 14(9 l = 80 мм lp = 66 мм l = l2-3…10 мм = 80 мм lp = l-b = 80-14 = 66 мм допускаемые напряжения смятия [Gсм]: [Gсм] = 60…90 МПа Gсм ( 4,4T3/(dВ2 lph) = 48,58 МПа < [Gсм] Выбераем шпонку 14(9(80 по СТ-СЭВ-189-75 6.3 Ступица зубчатого колеса d2= 60 мм по П49 подбираем шпонку b(h = 18(11 l = 70 мм lp = 52 мм l = lст-3…10 мм = 70 мм lp = l-b = 70-18 = 52 мм допускаемые напряжения смятия [Gсм]: Gсм ( 4,4T3/(d2 lph) = 38,67 МПа < [Gсм] Выбераем шпонку 18(11(70 по СТ-СЭВ-189-75 7.Расчет подшипников 7.1 Быстроходный вал FrA = 1345,57 H Fa = 470,94 H FrB = 1437,92 H = 1345,57 H = 1437,92 H Т.к. FrB > FrA то подбор подшипников ведем по опоре В 7.2 Выбираем тип подшипника т.к. (Fa/FrB)*100% = (470,94/1437,92)*100% = 32,75% > 20…25% то принимаем радиально- упорные роликоподшипники 7.3 Определяем осевые составляющие реакции подшипников при е = 0,319 для средней серии при d = 35 мм: SA = 0,83e*FrA = 0,83*0,319*1345,57 = 356,24 H SB = 0,83e*FrB = 0,83*0,319*1437,92 = 380,72 H 7.4 По таблице 5 находим суммарные осевые нагрузки: т.к. SA < SB и Fа = 470,94 > SB-SA = 24,48 H то FaA = SA = 356,24 H и SB = SA+Fa = 827,18 H (расчетная) Lh = 15*103 часов 7.5 Долговечность подшипника Lh: Lh = (12…25)103 часов V = 1 т.к. вращается внутреннее кольцо П45 Kб = 1,6 П46 Кт = 1 П47 При FaB/VFrB = 827,18/1*1437,92 = 0,57 > e=0,319 по таб. П43 принимаем X = 0,4 Y = 1,881 n = n2 = 299,07 min-1 ( = 10/3 7.6 Вычислим динамическую грузоподъемность подшипника Стр = (XVFrB+YFaB)KбKт(6*10-5n2Lh)1/( = 18,3 кН 7.7 По таб. П43 окончательно принимаем подшипник 7307 средней серии d = 35 мм D = 80 мм Tmax = 23 мм С = 47,2 кН nпр > 3,15*103 min-1 7.8 Тихоходный вал FrA = 1513,72 H Fa = 470,94 H FrB = 2169,75 H = 1513,72 H = 2169,75 H Т.к. FrB > FrA то подбор подшипников ведем по опоре В 7.9 Выбираем тип подшипника т.к. (Fa/FrB)*100% = (470,94/2169,75)*100% = 21,7 % > 20…25% то принимаем радиально- упорные роликоподшипники 7.10 Определяем осевые составляющие реакции подшипников при е = 0,411 для легкой серии при d = 55 мм: SA = 0,83e*FrA = 0,83*0,411*1513,72 = 516,37 H SB = 0,83e*FrB = 0,83*0,411*2169,75 = 740,17 H 7.11 По таблице 5 находим суммарные осевые нагрузки: т.к. SA < SB и Fа = 470,94 > SB-SA = 223,8 H то FaA = SA = 516,37 H и SB = SA+Fa = 987,31 H (расчетная) 7.12 При FaB/VFrB = 987,31/1*2169,75 = 0,455 > e=0,411 по таб. П43 принимаем X = 0,4 Y = 1,459 n3 = 59,814 min-1 ( = 10/3 7.13 Вычислим динамическую грузоподъемность подшипника при Lh = 15*103часов, V=1, Kб = 1,6, Кт = 1, ( = 10/3 Стр = (XVFrB+YFaB)KбKт(6*10-5n2Lh)1/( = 12,21 кН 7.7 По таб. П43 окончательно принимаем подшипник 7211 легкой серии d = 55 мм D = 100 мм Tmax = 23 мм С = 56,8 кН nпр > 4*103 min-1 8. Выбор смазки. Для тихоходных и среднескоростных редукторов смазки зубчатого зацепления осуществляется погружением зубчатого колеса в маслянную ванну кратера, обьем которой Vk=0,6Р3 =1,2 V ( (0,4…0,8)1 kBт = 0,88 м/с Масло цилиндровое 52,38 (ГОСТ 6411-76), которое заливается в кратер редуктора с таким расчетом, чтобы зубчатое колесо погрузилось в масло не более чем на высоту зуба. |
РЕКЛАМА
|
|||||||||||||||||
| |||||||||||||||||||
| БОЛЬШАЯ ЛЕНИНГРАДСКАЯ БИБЛИОТЕКА | ||
 |
© 2010 | |