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
СОДЕРЖАНИЕ
|
[1] Техническое задание на проектирование [2] 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет [3] 2. Расчет червячной передачи [4] 3. Расчет цилиндрической ступени редуктора [5] 4. Предварительный расчет валов редуктора [5.1] Ведущий вал [5.2] Промежуточный вал [5.3] Выходной вал [6] 5. Конструктивные размеры корпуса редуктора [7] 6. Первый этап компоновки редуктора [8] 7. Расчет цепной передачи [9] 8. Проверка долговечности подшипников [9.1] 8.1. Расчетная схема быстроходного вала [9.2] 8.2. Расчетная схема промежуточного вала [9.3] 8.1. Расчетная схема тихоходного вала [10] 9. Проверка прочности шпоночных соединений [11] 10. Уточненный расчет промежуточного вала [12] 11. Выбор сорта масла [13] 12. Тепловой расчет редуктора [14] [15] |
Вариант 1
Общий КПД привода:
,
где: - КПД червячной передачи;
- КПД цилиндрической передачи,
- КПД открытой цепной передачи.
- КПД пары подшипников.
Требуемая мощность электродвигателя
В таблице П1[1] по требуемой мощности электродвигателя и с учетом возможностей привода, состоящего из двухступенчатого редуктора и открытой цепной передачи, для которых Uр=35…80 и UЦЕП = 2...6, выбираем электродвигатель 4А132S4УЗ с параметрами: Pдв=7,5 кВт, nс=1500 об/мин, S=3 %.
Номинальная частота вращения двигателя
Общее передаточное число привода
Для открытой цепной передачи принимаем UЦЕП=3.
Для редуктора
Разбиваем передаточное число редуктора по ступеням.
Для тихоходной ступени Uт=2...6,3.
Принимаем для червячной передачи UЧЕР=10.
Тогда для тихоходной ступени
Принимаем .
Для открытой цепной передачи
Принимаем UЦЕП=2,9.
Частоты вращения валов:
n1=1455 об/мин
об/мин
об/мин
об/мин
Угловые скорости валов:
Расчетная мощность на валах привода:
на валу двигателя
P1=PТР=7,36 кВт
на валу червяка
на валу червячного колеса
на валу цилиндрического колеса
на валу ведомой звездочки
Крутящие моменты на валах:
на валу червяка
на валу червячного колеса
на валу цилиндрического колеса
на валу ведомой звездочки
Число витков червяка принимаем в зависимости от передаточного числа: при u=10 принимаем =4.
Число зубьев червячного колеса
.
Принимаем стандартное значение 40.
Ожидаемая скорость скольжения .
Выбираем материал червяка и венца червячного колеса. Принимаем для червяка сталь 45,
каленая до твердости HRC45. Так как к редуктору не предъявляются специальные требования, то принимаем для венца червячного колеса бронзу БрА9ЖЗЛ (отливка в песок).
Тогда при длительной работе допускаемое контактное напряжение по табл. 4.9[1]
152,8 МПа.
Допускаемое напряжение изгиба для нереверсивной работы .
Коэффициент долговечности при длительной работе .
Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q=10.
Принимаем предварительно коэффициент нагрузки К=1,2.
Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости по
формуле (4.19[1])
Модуль
Принимаем m=6,3 мм.
Межосевое расстояние
Примем .
Основные размеры червяка:
делительный диаметр червяка
диаметр вершин витков червяка
диаметр впадин витков червяка
длина нарезанной части червяка по формуле (4.7[1])
при z1=4
принимаем b1=130 мм,
делительный угол подъема витка по табл. (4.3[1]): при z1=4 и q=10=21048’
Основные размеры венца червячного колеса:
делительный диаметр червячного колеса
диаметр вершин зубьев червячного колеса
диаметр впадин зубьев червячного колеса
наибольший диаметр червячного колеса
ширина венца червячного колеса по формуле (4.12[1])
при z1=4
принимаем b2=50 мм.
Скорость скольжения
По табл. 4.7[1] выбираем 7-ю степень точности передачи.
В этом случае коэффициент динамичности Кv=1,1.
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по формуле ( 4.26[1])
где коэффициент деформации червяка при q=10 и z1=4 70.
Принимаем вспомогательный коэффициент x=0,6.
Коэффициент нагрузки .
Проверяем контактное напряжение по формуле (4.23[1])
Уточненное значение при vs=5,2 м/с .
Перегруз составляет 2,95 %, допускается до 4 %.
Условие выполнено.
Эквивалентное число зубьев
Коэффициент формы зуба по табл.4.5[1] YF=2,19.
Напряжение изгиба по формуле (4.24[1])
Силы, действующие в зацеплении:
Выбираем материалы для шестерни и колеса. Для шестерни по таблице 3.3[1] принимаем сталь 45, термическая обработка - улучшение твердость HB 230, для колеса принимаем сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость HB 200.
Допускаемые контактные напряжения по формуле (3.8/1/)
,
где- предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
По таблице 3.2[1] для углеродистых сталей с твердостью HB<350 и термической обработкой (улучшение) =2HB+70;
- коэффициент долговечности, принимаем =1.
Коэффициент безопасностипринимаем .
Расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле (3.10[1])
=0,45(482+428)=410 МПа.
Межосевое расстояние по формуле (3.7[1])
коэффициент принимаем предварительно по таблице 3.1[1]: при несимметричном расположении колес относительно опор =1,15; принимаем для косозубых колес раздвоенной ступени коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию =0,25.
Принимаем ближайшее значение по ГОСТ 2185-66 180 мм.
Нормальный модуль зацепления:
=3,8 мм.
Принимаем по ГОСТ 9563-60 mn=3 мм.
Принимаем предварительно угол наклона зубьев для раздвоенных ступеней
Суммарное число зубьев шестерни и колеса
Принимаем Z=104.
Число зубьев шестерни
Принимаем =30.
Число зубьев колеса =104-30=74.
Уточненное значение угла наклона зубьев
;
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные
Диаметры вершин зубьев
Ширина колеса , принимаем b2=45 мм.
Ширина шестерни мм=45+5 мм=50 мм.
Коэффициент ширины шестерни по диаметру
Окружная скорость колес и степень точности передачи:
При такой скорости назначаем 8-ю степень точности.
По таблице 3.4[1] при скорости v=0,79 м/с и 8-й степени точности 1,06;
по таблице 3.5[1] при 0,487, твердости HB<350 и несимметричном расположении колес 1,0487; по таблице 3.6[1] при v=0,79 м/с 1,0.
Проверка контактных напряжений
Перегруз составляет 1,2 %, допускается до 4 %.
Силы, действующие в зацеплении:
окружная ;
радиальная ;
осевая =3577 tg29056=2059 Н.
По таблице 3.7[1] при =0,48, твердости HB<350 и несимметричном расположении колес =1,09.
По таблице 3.8[1] при 8-й степени точности и скорости v=0,79 м/с =1,1.
Эквивалентные числа зубьев:
у шестерни
у колеса
При этом 3,68 и 3,6.
Находим отношение :
для шестерни
для колеса
Дальнейший расчет ведем для колеса.
Определим коэффициенты и
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении по
формуле (8.16[1])
Для соединения вала редуктора с валом двигателя стандартной муфтой необходимо согласовать эти диаметры. Назначаем муфту упругую втулочно-пальцевую по
ГОСТ 21524-75 с диаметрами dдв=38 мм и dв1=32 мм.
Диаметр вала под подшипником dП1=40 мм.
Наименьший диаметр вала при допускаемом напряжении
Диаметр под подшипником dП2=50 мм.
Диаметр под колесом dК2=55 мм.
Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении
принимаем из стандартного ряда dВ3=63 мм.
Диаметр под подшипником dП3=70 мм.
Диаметр под колесом dК3=75 мм.
Толщина стенок корпуса и крышки:
Принимаем
Принимаем
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки
нижнего пояса корпуса
=2,35·10=23,5 мм.
Принимаем p=24 мм.
Диаметр болтов:
фундаментных (0,03...0,036)*180+12=17,4...18,5 мм,
принимаем болты с резьбой М20;
крепящих крышку к корпусу у подшипников
=(0,7...0,75) ·20=14...15 мм,
принимаем болты с резьбой М16;
соединяющих крышку с корпусом
=(0,5...0,6) ·20=10…12 мм,
принимаем болты с резьбой М12.
Принимаем зазор между торцом шестерни (ступицей колеса) и внутренней стенкой редуктора А1=12 мм.
Зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=12 мм.
Намечаем для валов редуктора подшипники:
|
Условное обозначение подшипника |
d мм |
D мм |
B мм |
C кН |
С0 кН |
|
7208А |
40 |
80 |
20 |
58,3 |
е=0,37 |
|
210 |
50 |
90 |
20 |
35,1 |
19,8 |
|
214 |
70 |
125 |
24 |
61,8 |
37,5 |
Выбираем приводную роликовую однорядную цепь.
Число зубьев:
ведущей звездочки
ведомой звездочки
Принимаем 25 и 73.
Тогда фактическое
Расчетный коэффициент нагрузки по формуле (7.38[1])
,
где - динамический коэффициент при спокойной нагрузке;
- учитывает влияние межосевого расстояния;
- учитывает влияние угла наклона линии центров;
- учитывает способ регулирования натяжения цепи(при периодическом натяжении цепи);
- при непрерывной смазке;
- учитывает продолжительность работы в сутки (при односменной работе)
Для определения шага цепи по формуле (7.38[1]) надо знать допускаемое давление в шарнирах цепи. В таблице 7.18[1] допускаемое давление задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t. Поэтому для расчета по формуле (7.38[1]) величиной следует задаваться ориентировочно. Среднее значение допускаемого давления при n=58,2 об/мин =34,9 МПа.
Шаг однорядной цепи
Подбираем по таблице 7.15[1] цепь ПР-31,75-88,5 по ГОСТ 13568-75, имеющую
t=31,75 мм, разрушающую нагрузку Q=88,5 кН, массу q=2,6 кг/м, Аоп=179,7 мм2.
Скорость цепи
Окружная сила
Давление в шарнире проверяем по формуле (7.39[1])
Уточняем по таблице 7.18[1] допускаемое давление =3548 [1+0,01(25-17)]=35,5 МПа.
Условие p<[p] выполнено. В этой формуле 35,48 МПа - табличное значение допускаемого давления по табл. 7.18[1] при n=58,2 об/мин и t=31,75 мм.
Определяем число звеньев цепи по формуле (7.36[1])
где
Тогда
Округляем до четного числа Lt=152.
Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле (7.37[1])
Определяем диаметры делительных окружностей звездочек по формуле (7.34[1])
Силы, действующие на цепь:
окружная Ft=7137 Н,
от центробежных сил ,
от провисания .
Расчетная нагрузка на валы
=7137+2·358=7853 Н.
Проверяем коэффициент запаса прочности цепи по формуле (7.40[1])
Это больше, чем нормативный коэффициент запаса 7,6.
Условие выполнено.
Ft1=1489 Н Fr1=1073 Н Fa1=2948 Н 31,5 мм l1=132 мм l2=132 мм
Определение реакций в подшипниках:
Горизонтальная плоскость
а) определяем опорные реакции
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях:
Вертикальная плоскость
а) определяем опорные реакции
Проверка: 888+185-1073=0
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Z в характерных сечениях:
Определяем суммарные реакции:
Осевые составляющие радиальных реакций
При S1<S2; Fa>S2-S1 Pa1=S1=236 Н
Pa2=S1+Fa=236+2948=3184 Н
Отношение ; по табл.9.18[1] X=0,4; Y=1,6.
Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3 [1 ] )
где V=1- вращается внутреннее кольцо подшипника;
коэффициент безопасности по таблице 9.19[1] КБ=1,3;
температурный коэффициент по таблице 9.20[1] КТ=1,0.
Расчетная долговечность, ч
, что больше минимальной долговечности для подшипников, равной 10000 часов.
Ft2=2948 Н Fr2=1073 Н Fa2=1489 Н
Ft3=3577 Н Fr3=1501 Н Fa3=2059 H
l1=46 мм l2=72 мм
Определение реакций в подшипниках:
Горизонтальная плоскость
а) определяем опорные реакции
Проверка: 2975+2975-3002-2948=0
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях:
Вертикальная плоскость
а) определяем опорные реакции
Проверка: 4908+3319-7154-1073=0
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях:
Определяем суммарные реакции:
Подбираем подшипник по более нагруженной опоре В
Отношение , е=0,275
Отношение ,
Эквивалентная нагрузка
Расчетная долговечность, млн. об.
Расчетная долговечность, ч
ч, что больше минимальной долговечности для подшипников, равной 10000 часов.
Ft=3577 Н
Fr=1501 Н
Fa=2059 Н
FВ=7853 Н
131 мм
l1=113 мм
l2=47 мм
l3=144 мм
Горизонтальная плоскость
а) определяем опорные реакции
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях:
Вертикальная плоскость
а) определяем опорные реакции
Проверка: 10081+3002-7853-5230=0
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях:
Определяем суммарные реакции:
Подбираем подшипник по более нагруженной опоре А
Эквивалентная нагрузка
Расчетная долговечность, млн. об.
Расчетная долговечность, ч
ч, что приемлемо.
Ведущий вал
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности по формуле (8.22 [1 ] )
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице =100...120 МПа, при чугунной =50...70 МПа.
При d=32 мм;мм ;t1=5 мм; длине шпонки l=70 мм
Промежуточный вал
При d=55 мм;;t1=6 мм; длине шпонки l=45 мм
Выходной вал
При d=63 мм;; t1=7 мм; длине шпонки l=100 мм
При d=75 мм; ; t1=7,5 мм; длине шпонки l=50 мм
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность соблюдена при .
Материал вала - сталь 45 нормализованная. По таблице 3.3[1] .
Пределы выносливости:
Сечение А-А.
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза.
По таблице 8.5[1] принимаем
По таблице 8.8[1] принимаем
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
Изгибающий момент в сечении А-А
При d=55 мм; b=16 мм; t1=6 мм
При d=55 мм; b=16 мм; t1=6 мм
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Результирующий коэффициент запаса
Условие прочности выполнено.
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение тихоходного колеса примерно на 10 мм. По таблице 10.9[1] устанавливаем вязкость масла. Для быстроходной ступени при контактных напряжениях 159,2 МПа и скорости vS=5,2 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 15·10-6 м2/с.
Для тихоходной ступени при контактных напряжениях 414 МПа и скорости
v=0,79 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34·10-6 м2/с.
Средняя вязкость масла
По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-25А (по ГОСТ 20799-88).
Смазывание подшипников качения производится тем же маслом, разбрызгиваемым зубчатым колесом и стекающим по стенкам корпуса редуктора.
Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А=1,23 м2 ( здесь учитывалась площадь днища).
По формуле (10.1[1]) условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе
Считаем, что обеспечивается достаточно хорошая циркуляция воздуха, и принимаем коэффициент теплопередачи kt=17
Список литературы:
1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М. и др.
Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Машиностроение, 1988. – 416 с.
2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Высш. Шк., 1991. –
432 с.
3. Чернин И.М. и др. Расчеты деталей машин. - М.: Машиностроение, 1978 .- 452 с.
4. Палей М.А. и др. Допуски и посадки. Том 1 и 2. Справочник политехника. – Л., 1991.
5. Иванов М.Н. Детали машин. - М.: Высш. шк., 2000. –383 с.
RAX
Ft1
3
Fa1
RBX
1
4
2
RBZ
Fr1
RAZ
L2
L1
МX, Нм
98,3
117,2
24,4
МZ, Нм
46,9
МY, Нм
А
Fa2
Ft3
Ft3
RВY
Fa3
Fa3
RAY
Fr2
4
3
2
В
5
Fr3
Fr3
А
1
RBX
RAX
Ft2
А
L1
L1
L2
L2
350
243,9
243,9
136,9
136,9
МX, Нм
МY, Нм
134,1
152,7
225,8
321,7
371,5
МZ, Нм
Ft
Ft
Fa
Fa
FВ
RВY
Fr
Fr
5
4
3
2
1
А
В
RAY
RAX
RBX
L2
L3
L2
L1
MY, Нм
887,4
132,7
132,7
782,7
512,9
245,8
MX, Нм
23,9
371,5
MZ, Нм