.

Пояснительная записка к курсовому проекту по ТММ Расчет редуктора

Язык: русский
Формат: реферат
Тип документа: Word Doc
0 1017
Скачать документ

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

Похожие документы
Обсуждение

Оставить комментарий

avatar
  Подписаться  
Уведомление о
Заказать реферат!
UkrReferat.com. Всі права захищені. 2000-2019