Пояснительная 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 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-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-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.
Нашли опечатку? Выделите и нажмите CTRL+Enter
