Добавил:

Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Уральский Государственный Аграрный Университет

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

Детали машин

.docx

Скачиваний:

Добавлен:

24.03.2016

Размер:

162.26 Кб

Скачать

☆

	Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования «Уральский государственный аграрный университет»
	ФГБОУ ВО Уральский ГАУ
	Курсовой проект по дисциплине «Детали машин и основы проектирования»
	Кафедра графики и деталей машин

Курсовой проект

по дисциплине «Детали машин и основы проектирования»

Выполнил: студент 3 курса факультета

транспортно-технологических машин и

сервиса, Назаренко Иван Владимирович

Проверил: доцент, канд. техн. наук,

Эльяш Наталия Николаевна

Екатеринбург 2014 г

Содержание

ВВЕДЕНИЕ

Реду́ктор (механи́ческий) — механизм, передающий и преобразующий крутящий момент, с одной или более механическими передачами. Основные характеристики редуктора — КПД, передаточное отношение, передаваемая мощность, максимальные угловые скорости валов, количество ведущих и ведомых валов, тип и количество передач и ступеней.

Обычно редуктором называют устройство, преобразующее высокую угловую скорость вращения входного вала в более низкую на выходном валу, повышая при этом вращающий момент. Редуктор, который преобразует низкую угловую скорость в более высокую обычно называют мультипликатором. Редуктор, который преобразует высокую угловую скорость в более низкую, обычно называютдемультипликатором.

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ. РАСЧЕТ КИНЕМАТИЧЕСКИХ И ЭНЕРГОСИЛОВЫХ ПАРАМЕТРОВ РЕДУКТОРА

1.1. Выбор электродвигателя

Выбор электродвигателя производят в зависимости от требуемой мощности Р_{дв.треб.} и частоты вращения вала электродвигателя n_{дв.треб}. Требуемую мощность электродвигателя определяют по формуле

, (2.1)

P_{дв.
треб.}=4,5 /0, 922=4,88 кВт

где: Р_вых – мощность на выходном валу привода, в соответствии с исходными данными, кВт

_(2.2)

Р_вых =5,0*0, 9=4,5 кВт

η – общий КПД привода, который определяется произведением КПД элементов привода и характеризует потери мощности при передаче энергии от электродвигателя к исполнительному механизму.

Если привод состоит из электродвигателя, открытой передачи, одноступенчатого редуктора и двух муфт, то

η= η_о.п.* η²_п.п.* η_з.п.* η_м (2.3)

η=0,98*0,905²*0,97*0,98=0, 922

где η_о.п.– КПД открытой передачи; η_м– КПД муфты; η_зп – КПД зубчатой передачи; η_п– КПД одной пары подшипников.

Электродвигатель 4А 112MB6I3/950 ГОСТ 19523-81

n_дв = 1445 об/мин ; Р_дв = 5,5 кВт ; Модель двигателя: 112M4/1445

Частота вращения двигателя на выходе:

. (2.5)

n _вых = =54.6 об/мин

1.2. Определение передаточного числа редуктора

После выбора электродвигателя определяют передаточное число редуктора

(2.6)

u_ред = =

Стандартное значение u_ст=2,5. Принимаем по ГОСТ 2185-66

. (2.7)

∆u=

1.3. Определение мощности и вращающих моментов на валах

Частота вращения входного вала редуктора:

n₁ = n_дв / u_с_тn₂

n₁= 289 об/мин

Частота вращения выходного вала редуктора:

n₂= n₁/u_ст= 57 об/мин

Мощности (кВт), передаваемые валами, определяются с учетом КПД составляющих звеньев кинематической цепи (см. рис.4):

Р₁ = Р_дв∙ η_оп∙η_п

Р₁=4.88*0. 98*0,99=4.74 кВт

Р₂ = Р₁∙η_зп∙ η_п ∙η_м (2.8)

Р₂= 4.74*0,99*0,98*0,98=4.5 кВт

Вращающие моменты ( Н∙м) на валах редуктора могут быть определены по следующим зависимостям:

для входного вала - , (2.9)

Т₁ = 9550*

для выходного вала -

Т₁ = 9550

Далее производится предварительный расчет диаметров валов по заниженным допускаемым напряжениям, т.е. считая, что вал работает только на кручение, без учета изгиба:

(2.10)

d₁=

d₂=

Для удобства дальнейших расчётов найденные параметры редуктора сводятся в таблицу:

№ вала	u_ред	n_i , об/мин	Р_i, кВт	Т, Н∙м	d _i , мм
1	5	289	4.74	156.63	38
2	5	57	4.5	753. 94	63

2. ВЫБОР МУФТ

Устанавливаем зубчатую муфту для соединения тихоходного вала с барабаном конвейера.

Муфта ГОСТ 5006-94 d=40 мм; [Τ]=710 Н*м.

3.Расчет цилиндрической зубчатой передачи

3.1. Выбор материалов, термообработки и допускаемых напряжений

НВ₁ = НВ₂ + (20…70) – при твердости зубьев НВ ≤ 350,

где НВ₁ – твердость шестерни;

НВ₂ – твердость колеса.

Для шестерни выбираем сталь 40Х ( темп. обр-ка У)

НВ₁=228…255

НВ₁=240.

Для колеса выбираем сталь 40Х ( темп. обр-ка Н)

НВ₂=180…229

НВ₂=220

Допускаемые контактные напряжения для стальных зубчатых колес

(4.1)

[σ_н]₁==500 МПа

[σ_н]₂==427,27 МПа

Допускаемые напряжения изгиба

(4.2)

[σ_f]₁==246,8 МПа

[σ_f]₂==205,7 МПа

3.2. Определение расчетного крутящего момента

, (4.3)

Т_2Н=753. 94*1,0*1,4=1055.52 Н*м Т_2F= 1055.52*1,0*1,4=1477.72Н*м

3.3. Расчет основных геометрических параметров цилиндрической зубчатой передачи

3.3.1. Ориентировочное значение межосевого расстояния а_w определяют из условия контактной выносливости.

Межосевое расстояние, мм [1, с.21 ]

, (4.4.)

_w= 430*(5+1)*

где К ₁= 430 - для передач с косыми и шевронными зубьями.

Ψ_ba=0,25 - коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию

_w_c_т= 250 мм ГОСТ 2185-66

3.3.2. Значения модуля зубчатых колес вычисляют по соотношению

m = (0,01 …0,02)·a_w , (4.5)

m = 450*0.01=2,5 мм

*0,02=5 мм => m_n=3.5 мм по ГОСТ 9563-80.

3.3.3. Суммарное число зубьев передачи z_Σ = z₁ + z₂,

где z₁ - число зубьев шестерни; z₂- число зубьев колеса.

(4.6)

z==140. Предварительно принимаем β=10.

z₁= =23; z₂= - z₁= 140-23=117

Уточняем величину угла β:

(4.7)

3.3.4. Фактическое передаточное число редуктора = не должно отличаться от принятого стандартного, более чем на ± 4%

Δu = (4.8)

∆u=%

3.3.5. Делительные диаметры шестерни d₁ и колеса d₂:

(4.9)

d₁= ; d₂=

Правильность выполненных расчетов проверяют по соотношению

(4.10)

Если межосевое расстояние получилось равным стандартному значению без округления, то это означает, что делительные диаметры рассчитаны правильно. В противном случае необходимо уточнить величину cos β и повторить расчет.

3.3.6. Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:

(4.11)