Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Техническое задание 1
Рассчитать и спроектировать узел выходного вала редуктора привода галтовочного барабана для снятия заусенцев после штамповки по схеме, показанной на рисунке и данным, приведенным в таблице согласно варианту.
Привод не реверсивный. Нагрузка близка к постоянной. Ресурс работы редуктора 25000 час.
Привод состоит из электродвигателя, ременной передачи, редуктора и муфты. Вращение от электродвигателя через ременную передачу и редуктор передается галтовочному барабану.
Данный привод обеспечивает согласование частоты вращения электродвигателя и ведущего вала галтовочного барабана. Редуктор и ременная передача дают выигрыш во вращательном моменте и уменьшают частоту вращения.
В курсовом проекте рассчитывается и разрабатывается конструкция выходного вала редуктора.
1 Кинематический расчет привода
Требуемая мощность привода от галтовочного барабана, кВт
где Тг.б. – вращающий момент на барабане, Нм;
nг.б. – частота вращения барабана, об/мин.
Коэффициент полезного действия привода 1,2
= рем3пкηм·ηзп = 0,96· 0,993 · 0,97· 0,98 = 0,9,
где ηрем = 0,96; - кпд ременной передачи,
ηпк = 0,99; - кпд пары подшипников качения,
ηм = 0.97; - кпд муфты;
ηзп = 0,98; -кпд зубчатой передачи.
Требуемая мощность электродвигателя, кВт
Ртр = Рг.б./η = 2,68/0,9 = 2,97.
По таблице 18.36 [1] принимаем электродвигатель серии 4А марки 90L2/2840, имеющий мощность Рэл = 3,0 кВт и частоту вращения nэл = 2840 об/мин.
Передаточное отношение привода
i = iрем·iред = nэл/nг.б. = 2840/160 = 17,75.
Принимаем передаточное отношение редуктора iред = 3,5, тогда
iрем = i/iред =17,55/3,5 = 5.
Дальнейший расчет ведем по мощности, развиваемой электродвигателем.
Вращающий момент, развиваемый электродвигателем
Тэл = 9550·Рэл /nэл =9550·3/2840 = 10,1 Н·м.
Момент на выходном конце вала редуктора, Н·м
Т = Тэл iрем·iред×h2пк×ηм·ηзп =10,1·5·3,5·0,98·0,97·0,992 = 164,67.
Момент на зубчатом колесе ведомого вала, Н·м
Т2 = Тэл·iрем·iред×hпк×ηм·ηзп = 10,1·5·3,5·0,98·0,97·0,99 = 166,34.
2 Выбор материала, термической обработки, определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба
По таблице 2.1 [1] принимаем для шестерни сталь 45, средней твердостью 270НВ, термическая обработка – улучшение. Для зубчатого колеса принимаем сталь 40, средней твердостью 200НВ, термическая обработка – улучшение.
По техническому заданию режим работы привода – постоянный, поэтому коэффициенты долговечности КHL при расчете по контактным напряжениям и КFL при расчете по изгибу принимаем равными единице.
По таблице 2.2 [1] определяем допускаемые контактные напряжения и допускаемые напряжения изгиба:
1,8·270 + 67 = 553 МПа;
1,8·200 + 67 = 427 МПа;
3 Расчет зубчатой передачи
3.1 Проектный расчет
где = 43 – коэффициент для косозубой передачи,
- коэффициент концентрации нагрузки, при скорости V15 м/с и Н350НВ зубья прирабатываются, поэтому КН=1,0 (стр.15[2]);
ва – коэффициент ширины венца, принято ва=0,37 при симметричном расположении колес относительно опор (стр.15[2]).
По таблице 19.1[2] принимаем стандартное значение межосевого расстояния =125мм.
Модуль передачи
m = (0,01…0,02) = (0,01…0,02)125 = 1,25…2,5мм.
Принимаем стандартное значение модуля из первого ряда m=2мм (стр.16[2]).
Суммарное число зубьев передачи
zS =2/m=2·125/2=125.
Числа зубьев z1 шестерни и z2 колеса
z1 = zS/(u+1) = 125/(3,5+1) = 28;
z2 = zS - z1 = 125 – 28 = 97.
Фактическое передаточное число
uф = z2/ z1 = 97/28 = 3,5.
Отклонение от требуемого значения
что лежит в допускаемом пределе.
Фактическое межосевое расстояние
.
Основные геометрические параметры шестерни и колеса:
делительные диаметры
- диаметры окружностей вершин
3.2 Проверочный расчет
Расчетные контактные напряжения
= 452,37 МПа,
где
коэффициент распределения нагрузки между зубьями,
для косозубой передачи
- коэффициент динамической нагрузки, для косозубой передачи при твердости ≤350НВ КНV=1,2 (стр.20 [2]);
КН - коэффициент концентрации нагрузки, принимаем по таблице 2.3 [1] в зависимости от d = b2/d1 = 47/56 = 0,8 и симметричном расположении колес твердостью ≤350НВ.
Проверка зубьев по напряжениям изгиба.
Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни и колеса:
F2=KF·Y·KF·KFV·YF2·Ft/(b2·m)=0,9·1·1·1,2·3,61·1714,84/(47·2)= 71,13МПа;
F1= sF2· YF1/ YF2 = 71,13·3,88/3,61 = 76,45МПа,
где KFa = 0,9; Yb = 1 - для косозубых передач;
KFb = 1 при Vм/с и Н350НВ (стр.19 [2]);
YF1=3,88 и YF2=3,61- коэффициенты формы зуба по таблице 2.5 [2]
Условия прочности по контактным напряжениям Н≤ []Н и по напряжениям изгиба F≤ []F выполняются, значит спроектированная передача будет работоспособна.
Определим усилия в зацеплении:
Ft = 1714,84 H - окружная сила;
Fr = Ft·tg20º = 1714,840,364 = 624,2H - радиальная сила;
FM = 125∙11,92 = 1489,81Н - консольная нагрузка от муфты.
4 Расчет тихоходного вала
4.1 Проектный расчет
Диаметр выходного конца вала при расчете по пониженным допускаемым напряжениям
По таблице 7.1 [1] принимаем стандартное окончание вала по ГОСТ 1208-66: d=28мм и длину консольной части вала L=42мм.
По таблице 7.2 [1] принимаем высоту буртика t>2f =2·2 = 4мм.
Получаем диаметр под манжету и подшипник dп = d+4f = 28+4·2 = 36мм. Принимаем стандартное значение dп=dманж=32мм.
Диаметр вала под ступицей колеса принимаем dст=36мм.
Линейные размеры вала получаем при конструировании узла выходного вала.
4.2 Проверочный расчет
Рассчитываем выходной вал под ступицей колеса и в месте установки подшипника в опоре В.
Расчетная схема вала представлена на рисунке 1.
Реакции опор:
вертикальная плоскость YOZ
ΣMA=0; - RВу·(a+b) + Fr·a = 0;
ΣMB=0; RAy·(a+b) - Fr·b = 0;
·
горизонтальная плоскость XOZ
ΣMA=0; Ft·a – RBх·(a+b) + FM·(a+b+c) = 0;
ΣMB=0; RAx·(a+b) - Ft·b + FM·с = 0;
Суммарное значение реакций опор
Изгибающие моменты:
- вертикальная плоскость
ΣMA=0; MD= RAy·a =315,82·41,5 = 13106,53H·мм;
- горизонтальная плоскость
ΣMA=0; MD= RAx·a = 267,46·41,5 = 11099,59H·мм;
MB= FM·с =1489,81·64 =95347,84Н·мм.
Суммарные значения изгибающих моментов
МВ = 95347,84 Н·мм.
Проверяем запас прочности в сечении, проходящем через точку D, где действуют изгибающий момент МD = 17175,04 Н·мм и вращающий момент Т =166,34 Н·м = 166340Н∙мм.
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза.
Принимаем для вала сталь 35 твердостью 163…192НВ с пределами выносливости -1=235Мпа и τ-1=110МПа.
Амплитудные напряжения в опасном сечении
a=и=МD/W=18989,6/0,1d3=17175,04/0,1·363=3,68МПа;
τa=0,5τK=T/2WK=T/2·0,2d3=166340/2·0,2·363=8,91МПа,
где W=0,1d3 - осевой момент сопротивления сечения;
WK=0,2d3 - полярный момент сопротивления сечения.
Пределы выносливости (-1)D и (τ-1)D вала в рассматриваемом сечении
(-1)D = -1/(К)D = 235/1,88 = 124,78МПа;
(τ-1)D = τ-1/(Кτ)D = 110/1,4 = 77,6МПа.
В этих формулах значения эффективных коэффициентов концентрации приняты по таблицам 7.15 и 7.16 [1]; значение KF коэффициента влияния шероховатости принято по таблице 7.11 [1]; значение KV коэффициента влияния поверхностного упрочнения принято по таблице 7.12 [1].
Запас прочности в сечении В
где S и Sτ – коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по формулам [2]:
Т.о. условие прочности обеспечено.
Проверяем запас прочности вала в сечении, проходящем через точку В, где установлен подшипник.
Концентрация напряжений здесь обусловлена напресовкой на вал подшипника. В сечении действуют изгибающий момент МВ=95347,84МПа и вращающий момент Т=142050МПа. Диаметр вала под подшипником dП=30мм.
Амплитудные напряжения цикла:
a = М/W = М/0,1d3 = 95347,84/0,1·323 = 29,1МПа;
τa = T/2WK = 142050/2·0,2·323 = 10,84МПа.
Пределы выносливости вала
(-1)D = -1/(K)D = 235/1,13 = 206,87МПа;
(τ-1)D = τ-1/(K)D = 110/1,2 = 90,75МПа,
где коэффициенты концентрации напряжений
(К)D =
(Кτ)D =
Запас прочности сечения
где коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям определяем по формулам:
Таким образом, прочность вала в опасном сечении обеспечена.
5 Подбор подшипников качения выходного вала на заданный ресурс
По таблице 18.28 [1] принимаем предварительно подшипники №306, которые имеют соответственно динамическую и статическую грузоподъемности Сr=22кН и Сr=15,1кН.
Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре В.
Эквивалентная нагрузка
РrB= V·FVB·Кб·КТ= 1·3351,17∙1·1=3351,17 Н,
где V – коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце V=1;
Кб=1 - коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки по таблице 6.3 [1];
КТ=1 - температурный коэффициент при t 100ºС.
Долговечность принятого подшипника
где n = n2 = 190об/мин; - частота вращения вала, на котором установлен подшипник; m=3; - показатель степени для шарикоподшипников.
Так как расчетная долговечность больше требуемой по техническому заданию, то подшипник пригоден для работы.
6 Расчет шпоночных соединений тихоходного вала
На консольном участке вала устанавливаем шпонку со скругленными торцами bхh = 8x7 мм.
Определяем необходимую (расчетную) длину шпонки, приняв допускаемые напряжения смятия [σ]СМ=135МПа:
Длина шпонки l = lp + b =26+8=34мм, принимаем стандартную длину l=36мм. По таблице 18.19 [1] принимаем в зависимости от диаметра вала сечение шпонки bхh = 10х8мм.
Определяем расчетную длину шпонки при допускаемом напряжении [σ]СМ=135МПа:
Длина шпонки l=lр + b = 13,7 + 10 = 23,7 мм.
По таблице 18.19 [1] принимаем стандартную длину шпонки l=28мм.
7 Выбор смазочных материалов
По таблице 8.1 [1] для контактных напряжений 600 МПа и окружной скорости меньше 2 м/с требуется вязкость масла 34·10-6м2/с.
Такую вязкость имеет индустриальное масло И-30А.
Список литературы
Решетов Д.Н. Детали машин. – М.: Машиностроение, 1974.- 656 с.
Кудрявцев В.Н. Детали машин. – Л.: Машиностроение, 1980. – 464 с.
Устюгов И.И. Детали машин. – М.: Высшая школа, 1981. – 399 с.
Ковалев Н.А. Прикладная механика. – М.: Высшая школа, 1982. – 400 с.
Иосилевич Г.Б. и др. Прикладная механика. – М.: Машиностроение, 1985. – 576 с.
Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин. – М.: Высшая школа, 1987. – 383 с.
Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.
Дунаев И.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. – М.: Высшая школа, 1990. – 399 с.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Высшая школа, 1991. – 432 с.
Степин П.А. Сопротивление материалов. – М.: Высшая школа, 1979. – 312 с.
11. Методические указания с заданиями к курсовому проекту по деталям машин для студентов не машиностроительных специальностей. – Уфа, изд.БГУ, 2003 – 36 с. Составители: Райский В.В., Калимгулов А.Р.
12. Зубчатые и червячные передачи. Расчеты на прочность. Методические указания к курсовым и дипломным проектам. – Уфа, изд. БашГУ, 2005 – 40 с.