Детали машин Курсовая Пояснительная записка

1. 111Equation Chapter 1 Section 1ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.

   1. Общий к.п.д. привода:

Принимаем:

- кпд муфты;

- кпд подшипников;

- кпд открытой цепной передачи;

- кпд закрытой зубчатой цилиндрической передачи.

.

2. Требуемая мощность электродвигателя:

,

где

Тогда требуемая мощность электродвигателя составит:

.

3. Вычисляем примерное передаточное число привода:

U1З.З.Ц.П=4.

U2Ц.П.О =3,15.

Uпр.общ=4*3,15=12,6

4. Примерная частота вращения электродвигателя об/мин:

5. Синхронная частота вращения вала электродвигателя:

1000 об/мин.

6. По таблице принимаем электродвигатель марки 4А132М6У3:

мощность электродвигателя Pдв=6кВт,

частота вращения двигателя nэд=960об/мин,

- Тпик/Тном=1,8

- Масса 100 кг

7. Частота вращения первого вала

n1=nэд=960 об/мин

Разбивка передаточного числа.

8. Общее передаточное число определяем по формуле:

,

тогда общее передаточное число составит:

9. Разбить Uобщ по ступеням:

10. Определяем параметры вращения валов привода:

1-й вал:

;

;

.

.

2-й вал:

;

.

3-й вал:

;

;

Результаты расчета сводим в таблицу.

Таблица 1.1.

Обороты и моменты на валах привода

Вал	Мощность Р, кВт	Частота вращения, , об/мин	Угловая скорость, , рад/с	Крутящий момент,
1	7,31	960	100,5	72
2	6,87	240	25,1	273,7
3	6,18	90,22	9,44	654,6

РАСЧЁТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.

Исходные данные для расчета:

Мощность на ведущем валу Р1=7,31 кВт

Частота вращения ведущего вала

- Передаточное число Uз.з.ц.п=4

- Срок службы L= 5 лет

1. Выбор материалов и вида термической обработки для зубчатых колес

Принимаем:

для шестерни HВ1 – сталь 45, нормализация – 210;

для колеса НВ2 – сталь 45, улучшение – 200.

Свойства сталей

«Шестерня»

твердость НВ1 = 210;

предел прочности

предел текучести

«Колесо»

твердость НВ2 = 200;

предел прочности

предел текучести

2. Расчет допускаемых напряжений

   1. Определяем пределы выносливости по контактным напряжениям:

2. Принимаем коэффициент безопасности при расчете на контактную прочность .

3. Принимаем коэффициент учитывающий шероховатость zr=1

4. Принимаем коэффициент учитывающий окружную скорость .

5. Определяем время работы передачи.

Lh=L*365*Kгод*24*Ксут=5*365*0,8*24*0,65=22776

6. Принимаем коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность и

7. Определяем величину допускаемых контактных напряжений:

За расчетное допускаемое напряжение принимаем:

8. Определяем пределы выносливости по напряжениям изгиба

9. Принимаем коэффициент безопасности при расчете на изгиб .

10. Коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности при расчёт дополнительных напряжений изгиба: Yr=1.0

11. Kоэффициент, учитывающий что нагрузка к зубу приложена с одной стороны равен .

12. Принимаем коэффициент долговечности при расчете на изгиб и .

13. Определяем величину допускаемых напряжений изгиба:

14. Предельные допускаемые контактные напряжения при кратковременных перегрузках:

15. Предельные допускаемые напряжения при кратковременных перегрузках:

3. Проектный расчёт.

   1. Крутящий момент на выходном валу Т2=273,7 Н*м

   2. Коэффициент ширины зубчатого венца ψ_ba , относительно межосевого расстояния:

ψ_ba=0,4

3. Коэффициент ширины зубчатого венца ψ_bd относительно диаметра d1:

4. Коэффициент концентрации нагрузки при расчёте на контактную выносливость К_нβ находим по таблице:

Кнβ=1,14

5. Вспомогательный коэффициент К_а находим по таблице:

Ка=495 мПа1/3 для стальных прямозубых колёс.

Межосевое расстояние аw:

7. Ширина зубчатого венца b_w1, b_w2:

bw2=ψba*aw=0,4*160=65мм.

bw1=bw2+(5…10)мм=65+5=70 мм.

8. Нормальный модуль зубьев mn:

mn=(0,01…0,02)aw=0,02*1605=3,2

Принимаем mn=3

9. Угол наклона зубьев β косозубых передач:

β=0 т.к прямозубая передача.

10. 2.3.10. Суммарное число зубьев zc:

Принимаем zc=105

11. Число зубьев ведущего колеса z1:

Принимаем z1=20

12. Число зубьев ведомого колеса z2:

.

13. Фактическое передаточное число U:

U=z2/z1=4

14. Уточнённое значение угла наклона зубьев β.

β=0.

15. Диаметр делительной окружности ведущего колеса d1:

16. Диаметр делительной окружности ведомого колеса d2:

.

17. 2.3.17. Окружная скорость в зацеплении V, м/с:

.

18. Выбираем степень точности из таблицы.

Степень точности равна 8.

4. Проверочный расчёт.

   1. Проверочный расчёт на контактную выносливость.

   2. Коэффициент учитывающий механические свойства материалов сопряжённых зубчатых колёс zм:

Модуль упругости Епр=2,1*105 мПа.

Коэффициент Пуассона μ=0,3

3. Коэффициент учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев zн в полюсе зацепления:

aw=200.

4. Коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий zε

5. Контактные напряжения при расчёте на выносливость:

Kz для прямозубых 430 Н1/2

KH=KHα*KHβ*KHV=1*1,36*1,04=1,41

KHα=1

KHV=1,36 выбирается по таблице.

Погрешность составляет 2,2%, условие выполняется.

5. Проверочный расчет на изгибную выносливость

По графику 8.20 при , находим коэффициенты формы зуба:

и

1. Коэффициент учитывающий угол наклона зуба Y_β:

Yβ=0.

2. Коэффициент распределения нагрузки между зубьями при расчёте на изгиб:

KFα=KHα=1

3. Коэффициент концентрации нагрузки при расчёте на изгиб KFβ:

KFβ=1,04

4. Коэффициент динамической нагрузки при расчёте на изгиб K_FV выбирается из таблицы:

KFV=1,04.

5. Напряжение изгиба при расчёте на выносливость:

.

6. Прочность зубьев при однократной перегрузке.

   1. Условие контактной прочности при действии максимально однократной нагрузке:

Кп=2,2.

2. Максимальные расчётные напряжения:

ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ И ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ

1. Быстроходный вал редуктора

Диаметр выходного конца вала определяем из расчета на кручение.

.

Принимаем.

Для того, чтобы использовать стандартную соединительную муфту согласовываем диаметр выходного конца вала редуктора с валом электродвигателя. Принимаем .

Диаметр под подшипник dп

Выбираем из таблицы по d1

Принимаем 40

Диаметр под колёса dк

Выбираем из таблицы по d1 r=2,5.

Принимаем 50.

Для вычерчивания конструкции:

Длина посадочного конца вала:

Длина ступицы колеса:

Длина промежуточного участка быстроходного вала:

2. Тихоходный вал редуктора

Диаметр выходного конца вала определяем из расчета на кручение

Принимаем и

Диаметр под подшипник dп

Выбираем из таблицы по d2

, Принимаем 45.

Диаметр под колёса dк.

Выбираем из таблицы по d1 r=3.

, Принимаем 55.

Для вычерчивания конструкции:

Длина посадочного конца вала:

Длина ступицы колеса:

Длина промежуточного участка тихоходного вала:

.

Предварительно назначаем для редуктора радиальные шарикоподшипники, лёгкой серии: для быстроходного вала №208, для тихоходного вала №210. Характеристика подшипников приведена в таблице.

№ Подшипника	d	D	B	C	C0
208	40	80	18	23,0	17,8
210	50	90	20	35,1	19,8

КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОЛЕСА.

Колесо кованное .

1. Диаметр ступицы

.

2. 8.2. Длинна ступицы

.

3. 8.3. Толщина обода

Принимаем .

4. Толщина диска

.

5. Диаметр центровой окружности

Dотв=0,5(D0+dст)

Dотв=158

dотв=40.

6. Фаска

n=0,5mn=2

5. РАСЧЁТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА.

   1. Определяем толщину стенки корпуса редуктора:

мм.

Принимаем 8мм т.к. минимальная толщина стенки 8 мм.

2. Толщина верхнего пояса корпуса:

.

3. Толщина нижнего пояса корпуса:

.

4. Толщина рёбер основания корпуса:

.

5. Диаметр фундаментных болтов:

.

6. Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой редуктора:

7. Диаметр болтов соединяющих крышку с корпусом у подшипников:

8. Диаметр болтов для крепления крышек подшипников к корпусу:

9. Диаметр болтов для крепления смотровой камеры редуктора:

1. Диаметр пробки для слива масла из редуктора. Принимаем пробку с резьбой М20.

РАСЧЁТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

1. Выбор предвариетльных значений шага

Принимаем Pц=31,75

Выбираем цепь ПР-31,75-8900,

А=263мм², Fp=89,0кН, q=5,5 кг/м.

2. Определяем число зубьев

z_1min=29-2U=29-2·2,66=23,68. Принимаем 24.

z_2min=63,84. Принимаем 64.

3. Назначение межосевого расстояния

а=30·Рц=30·31,75=952,5мм.

4. Определение коэфициента эксплуатации

Кэ=К_Д·К_а·К_н·К_рег·К_с·К_реж=1·1·1·1,25·1,5·1=1,875.

5. Определение делительного диаметра звездочки

.

6. Определение окружной силы на звездочках

7. Вычисление условного давления в шарнирах цепи

8. Вычисление делит диаметра большой звездочки

9. Выбор числа звеньев цепи или длинны цепи в шагах

10. Уточняем межосевое расстояние

11. Сила действующая на валы передачи

Н.

ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА НА ПРОЧНОСТЬ.

Допускаемая радиальная нагрузка на входном валу.

.

Силы зацепления:

Окружная сила Ft (известна из предыдущих расчётов)

.

Радиальная сила Fr:

.

tgα=200=0,363.

Вычисляем реакции и в опорах вала в вертикальной плоскости.

Вычисляем реакции в опорах вала в горизонтальной плоскости. и .

Вычисляем реакции и в плоскости смещения валов.

Определяем максимальные реакции в опорах:

Определяем изгибающие моменты в характерных точках вала с построением эпюр изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

Определяем изгибающие моменты в характерных точках вала с построением эпюр изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

Определяем изгибающие моменты в характерных точках вала с построением эпюр изгибающих моментов в плоскости смещения валов:

Вычисляем суммарные изгибающие момент

.

.

Напряжение изгиба и кручения

Требование выполняется, следовательно, вал имеет достаточную прочность.

Проверка на усталостную прочность.

Суммарный изгибающий момент

Напряжение изгиба и кручения

Амплитуда изгибающих моментов

Определяем наиболее опасного концентратора напряжений

Коэффициент концентрации напряжения

Предел выносливости

Коэффициент запаса сопротивлению усталости вала по нормальным и касательным напряжениям

Коэффициент запаса сопротивлению усталости вала

Условие выполняется, следовательно, вал имеет достаточную прочность

РАСЧЁТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ.

1. Ведущий вал.

Из предыдущих расчётов Ft=1318,18 H, Fr=438,72H, Fa=0 из первого этапа компоновки l1=50 мм.

Реакция опор:

В плоскости хz

Суммарные реакции:

Эквивалентная нагрузка.

Осевая нагрузка Ра=Fa=0, V=1(вращается внутренне кольцо)

КϬ=1 (Нагрузка спокойная без толчков) Кт=1.

Pэ=0,56*310,22=173,72Н.

Расчётная долговечность, млн. об

Расчётная долговечность, ч.

2. Ведомый вал.

Ft=1284H, Fr=466,38H, Fa=0

Pэ=875,21*1,21=1059H

Расчётная долговечность, млн. об.

Расчётная долговечность, ч.

РАСЧЁТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ.

1. Для быстроходного вала.

На быстроходном валу одна шпонка на выходном конце вала d1=25мм по таблице 8.9 (Чернавский)

bхh=8*7

t1=4

Расчётная длина шпонки

Lp=l-b=50-8=42 мм

Напряжение на смятие

.

2. Для тихоходного вала.

На тихоходном валу 2 шпонки.

Шпонка на выходном конце вала d2=35 мм, по таблице 8.9 (Чернавский)

10х8 t1=5

Расчётная длина шпонки.

Lp=l-b=70-10=60мм.

Напряжение смятия

.

3. Шпонка под колесом.

16х10 t1=6

Расчётная длина шпонки

Lp=l-b=66-16=50мм

.

СМАЗЫВАНИЕ РЕДУКТОРА.

Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масленую ванну редуктора.