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
Техническое задание…………………………………….......................................3
Кинематическая схема механизма…………………………….............................4
Выбор электродвигателя…………………….........................................................4
Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням…….5
Определение мощности, частоты вращения и крутящего момента для каждого вала……………………………………………….....................................5
Расчет тихоходной ступени……………………………………………………..5
Расчет промежуточной ступени ………………………………………………..9
Расчет быстороходной ступени............................................................................12
Расчет диаметров валов……………………………………………..…..……....15
Выбор подшипников качения……………….……………………………….....16
Расчет цепной передачи…………………………….………………..…………17
Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость…………………………….………...18
Расчет предохранительного устройства……………………………..…………21
Расчет шпоночных соединений………………………………………..………..22
Выбор муфт……………………………….…………………………..…………..22
Смазка зубчатых зацеплений и подшипников…………………………..……..23
Список литературы…………………………………………………………..…..24
Кинематическая схема механизма
Выбор электродвигателя
Мощность на выходе: кВт
Мощность электродвигателя: кВт
()
Принимаем: кВт
Определение частоты вращения вала:
мин-1
()
Определение частоты вращения электродвигателя:
Принимаем двигатель: АИР90L4
мин-1 ; р=2.2 кВт
Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням
Определение мощности, частоты вращения и крутящего момента для каждого вала.
|
№ |
P, кВт |
n, мин-1 |
T, Нм |
|
1 |
|||
|
2 |
|||
|
3 |
|||
|
4 |
|||
|
5 |
Расчет тихоходной ступени
1.Определение допускаемых напряжений
|
Колесо: |
Шестерня: |
|
Сталь 40Х, улучшение, , |
Сталь 40ХН, закалка ТВЧ, , |
|
Частота вращения вала колеса: . Ресурс передачи: . Передаточное число: . |
|
|
1. Коэффициент приведения для расчетов на: |
|
|
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость |
|
|
2. Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на : |
|
|
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость |
|
|
3. Суммарное число циклов перемены напряжений: |
|
|
4. Эквивалентные числа циклов перемены напряжений при расчете на: |
|
|
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость |
|
|
5. Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок. Контактная прочность: |
|
|
Изгибная прочность: |
|
|
6. Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость: |
|
|
За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из полученных |
7. Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:
Определение основных параметров тихоходной передачи
1. Коэффициент нагрузки
Принимаем
Схема передачи 5, с учетом варианта «а» соотношений термических обработок.
Окружная скорость:
При этой скорости передача может быть выполнена по 8-й степени точности.
Коэффициент нагрузки:
Предварительное значение межосевого расстояния:
Принимаем =140мм
2. Рабочая ширина венца колеса:
3. Рабочая ширина шестерни:
4. Модуль передачи:
Принимаем .
5. Суммарное число зубьев:
Принимаем
6. Число зубьев шестерни:
7. Число зубьев колеса:
8. Фактическое передаточное число:
9. Проверка зубьев на изгибную выносливость:
Напряжение в опасном сечении зуба колеса:
Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:
10. Диаметры делительных окружностей:
Проверка:
11. Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:
12. Силы, действующие на валы от зубчатых колёс:
Расчет промежуточной ступени
1.Определение допускаемых напряжений
|
Колесо: |
Шестерня: |
|
Сталь 40Х, улучшение, , |
Сталь 40ХН, закалка ТВЧ, , |
|
Частота вращения вала колеса: . Ресурс передачи: . Передаточное число: . |
|
|
1. Коэффициент приведения для расчетов на: |
|
|
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость |
|
|
2. Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на : |
|
|
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость |
|
|
3. Суммарное число циклов перемены напряжений: |
|
|
4. Эквивалентные числа циклов перемены напряжений при расчете на: |
|
|
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость |
|
|
5. Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок. Контактная прочность: |
|
|
Изгибная прочность: |
|
|
6. Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость: |
|
|
За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из полученных |
7. Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:
Определение основных параметров тихоходной передачи
1. Коэффициент нагрузки
Принимаем
Схема передачи 5, с учетом варианта «а» соотношений термических обработок.
Окружная скорость:
При этой скорости передача может быть выполнена по 8-й степени точности.
Коэффициент нагрузки:
Предварительное значение межосевого расстояния:
Принимаем =125мм
2. Рабочая ширина венца колеса:
3. Рабочая ширина шестерни:
4. Модуль передачи:
Принимаем .
5. Суммарное число зубьев:
Принимаем
6. Число зубьев шестерни:
7. Число зубьев колеса:
8. Фактическое передаточное число:
9. Проверка зубьев на изгибную выносливость:
Напряжение в опасном сечении зуба колеса:
Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:
10. Диаметры делительных окружностей:
Проверка:
11. Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:
12. Силы, действующие на валы от зубчатых колёс:
Расчет быстроходной ступени
1.Определение допускаемых напряжений
|
Колесо: |
Шестерня: |
|
Сталь 40Х, улучшение, , |
Сталь 40ХН, закалка ТВЧ, , |
|
Частота вращения вала колеса: . Ресурс передачи: . Передаточное число: . |
|
|
1. Коэффициент приведения для расчетов на: |
|
|
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость |
|
|
2. Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на : |
|
|
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость |
|
|
3. Суммарное число циклов перемены напряжений: |
|
|
4. Эквивалентные числа циклов перемены напряжений при расчете на: |
|
|
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость |
|
|
5. Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок. Контактная прочность: |
|
|
Изгибная прочность: |
|
|
6. Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость: |
|
|
За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из полученных |
7. Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:
Определение основных параметров тихоходной передачи
1. Коэффициент нагрузки
Принимаем
Схема передачи 5, с учетом варианта «а» соотношений термических обработок.
Окружная скорость:
При этой скорости передача может быть выполнена по 8-й степени точности.
Коэффициент нагрузки:
Предварительное значение межосевого расстояния:
Принимаем =90мм
2. Рабочая ширина венца колеса:
3. Рабочая ширина шестерни:
4. Модуль передачи:
Принимаем .
5. Суммарное число зубьев:
Принимаем
6. Число зубьев шестерни:
7. Число зубьев колеса:
8. Фактическое передаточное число:
9. Проверка зубьев на изгибную выносливость:
Напряжение в опасном сечении зуба колеса:
Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:
10. Диаметры делительных окружностей:
Проверка:
11. Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:
12. Силы, действующие на валы от зубчатых колёс:
Определение диаметров всех валов
1) Определим диаметр быстроходного вала:
Из конструктивных соображений, принимаем:
Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:
Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный пяти, то принимаем.
Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:
.
2) Определим диаметр 1 промежуточного вала:
Принимаем: .
Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:
Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный пяти, то принимаем .
Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:
Принимаем: .
3) Определим диаметр 2 промежуточного вала:
Принимаем: .
Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:
Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный пяти, то принимаем .
Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:
4) Определим диаметр тихоходного вала:
Принимаем: .
Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:
Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный пяти, то принимаем .
Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:
Принимаем: .
Выбор подшипников качения
1. Для быстроходного вала вала редуктора выберем роликовые конические однорядные подшипники средней узкой серии №7306.
Для него имеем:
– диаметр внутреннего кольца,
– диаметр наружного кольца,
– ширина подшипника,
– динамическая грузоподъёмность,
– статическая грузоподъёмность
2. Для 1 промежуточного вала редуктора выберем роликовые конические однорядные подшипники средней узкой серии №7311.
Для него имеем:
– диаметр внутреннего кольца,
– диаметр наружного кольца,
– ширина подшипника,
– динамическая грузоподъёмность,
– статическая грузоподъёмность
3. Для 2 промежуточного вала редуктора выберем роликовые конические однорядные подшипники средней узкой серии №7308.
Для него имеем:
– диаметр внутреннего кольца,
– диаметр наружного кольца,
– ширина подшипника,
– динамическая грузоподъёмность,
– статическая грузоподъёмность
4. Для тихоходного вала редуктора выберем роликовые конические однорядные подшипники средней узкой серии №7311.
Для него имеем:
– диаметр внутреннего кольца,
– диаметр наружного кольца,
– ширина подшипника,
– динамическая грузоподъёмность,
– статическая грузоподъёмность
Все подшипники удовлетворяют условиям работы и сроку су службы.
Расчет цепной передачи
Исходные данные
Т3=886.85 Н∙м – крутящий момент на валу ведущей звездочки;
n3=21.3 мин-1 – частота вращения ведущей звездочки;
U=3 – передаточное число цепной передачи;
1. Выбор цепи
Назначим однорядную роликовую цепь типа ПР.
Предварительный шаг цепи:
По стандарту выбираем : ПР-44,45-172.4
2. Назначение основных параметров:
а) число зубьев звездочки
Найдем рекомендуемое число зубьев Z1 в зависимости от передаточного
числа:
Принимаем Z1 =23
б) межосевое расстояние
ПР-44,45 а=40Р=40∙44.45=1178мм
в) наклон ψ=18
г) Примем, что смазывание цепи нерегулярное. Цепь будут смазывать
периодически при помощи кисти.
3) Определение давления в шарнире:
Найдем значение коэффициента, учитывающий условия эксплуатации
цепи КЭ
КЭ = Кд∙ КА ∙ КН∙ Крег ∙Ксм ∙ Креж =1 ∙1 ∙1 ∙1,25 ∙1,5 ∙1=1,875
Где
Кд =1- коэффициент динамической нагрузки;
КА=1- коэффициент межосевого расстояния;
КН=1 – коэффициент наклона линии центров;
Крег=1,25 – коэффициент регулировки натяжения цепи, нерегулируемое
натяжение ;
Ксм=1,5 – коэффициент смазывания, нерегулярная смазка;
Креж =1 – коэффициент режима, работа в одну смену;
4) Окружная сила, передаваемая цепью:
5) Число зубьев ведомой звездочки
Z2 =Uц.п. ∙Z1 =3 ∙23=69
6) Частота вращения ведомой звездочки:
7) Делительный диаметр ведущей звездочки:
8) Делительный диаметр ведомой звездочки:
9) Уточненное межосевое расстояние:
Т.к. цепь не регулируется, и выдержать такую точность межосевого
расстояния в устройствах такого типа, как проектируемое невозможно,
то принимаем =1175мм
13) Характерные размеры цепи и звездочек:
Размеры цепи:
D=25.4 мм
d= 12.7 мм
b=40 мм
S=4 мм
Размеры звездочек:
мм
мм
мм
мм
Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость.
Проведём расчёт тихоходного вала.
Действующие силы:
– окружная сила;
- радиальная сила;
- крутящий момент.
.
,
,
,
.
Определим реакции опор в вертикальной плоскости.
1. ;
;
.
Отсюда находим, что .
2. ;
;
.
Отсюда находим, что .
Выполним проверку: ;
;
.
Равенство выполняется, следовательно, вертикальные реакции найдены верно.
Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.
3. ;
;
.
Отсюда находим, что .
4. ;
;
.
Отсюда находим, что .
Выполним проверку: ;
.
Равенство выполняется, следовательно, горизонтальные реакции найдены верно.
По эпюре видно, что самое опасное сечение вала находится в точке B, причём моменты здесь будут иметь значения:
;
.
Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности [s], значение которого можно принять [s] = 1,5. При этом должно выполняться условие, что
, где
S - расчетный коэффициент запаса прочности,
и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным
напряжениям, которые определим ниже.
Найдём результирующий изгибающий момент:
.
Определим механические характеристики материала вала (Сталь 45):
- временное сопротивление (предел прочности при растяжении);
и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении;
и - коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.
Определим отношение следующих величин:
;
, где
и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения.
Найдём значение коэффициента влияния шероховатости .
, где
;
.
, где
Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним
его с допускаемым:
- условие выполняется
Предохранительное устройство
Материал штифта – Сталь 5.
Расчет выполняется по следующему соотношению:
отсюда , где
Примем d=10 м
Расчет шпоночных соединений
Быстроходный вал.
lш= lp+b, где b – ширина шпонки,
=25мм где
h=8 мм - высота шпонки,
b=12мм – ширина шпонки
d=25 мм
T=3.16 Н∙м
Принимаем
lш= 22+12=34 (мм),
Принимаем стандартный размер lш=34мм;
Тихоходный вал.
lш= lp+b, где b – ширина шпонки,
, где
h=6 мм - высота шпонки,
b=18 мм
d=45 мм
T=886.85 Нм
Принимаем
lш= 55+18=73 (мм),
Принимаем стандартный размер lш=73мм;
Выбор муфты
Для соединения концов тихоходного и приводного вала и передачи крутящего момента следует использовать упругую компенсирующую муфту с торообразной оболочкой, которая обеспечивает строгую соосность валов и защищает механизм от перегрузок. Размеры данной муфты выбираются по стандарту, они зависят от диаметра вала и величины передаваемого крутящего момента.
Муфта состоит из одинаковых полумуфт, к которым с помощью нажимных колец и винтов притягиваются упругие элементы, выполненные в форме хомутов.
Муфта обладает большой крутильной, радиальной и угловой податливостью. Полумуфты устанавливают как на цилиндрические, так и на конические концы валов.
Смазка зубчатых зацеплений и подшипников
Смазочные материалы в машинах применяют с целью уменьшения интенсивности изнашивания, снижения сил трения, отвода от трущихся поверхностей теплоты, а также для предохранения деталей от коррозии. Снижение сил трения благодаря смазке обеспечивает повышение КПД машины, кроме того, снижаются динамические нагрузки, увеличивается плавность и точность работы машины. Глубина погружения зубчатых колес в масло должна быть не менее модуля зацепления и не более четверти делительной окружности колеса.
Список литературы
1. Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин, Курсовое проектирование
М.Высшая школа, 1975.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.
М.Высшая школа, 1985.
3. Стрелов В.И. Методические рекомендации по составлению расчетно-пояснительной записки к курсовому проекту по «Деталям машин».
КФ МГТУ им Н.Э. Баумана, 1988.
4. А.В. Буланже, Н.В. Палочкина, Л.Д. Часовников, под редакцией Д.Н.Решетова. Методические указания по расчету зубчатых передач и коробок скоростей по курсу «Детали машин». МГТУ им Н.Э. Баумана, 1980.
5. В.Н. Иванов, В.С. Баринова. Выбор и расчеты подшипников качения. Методические указания по курсовому проектированию.
МГТУ им Н.Э. Баумана, 1981.
6. Е.А. Витушкина, В.И. Стрелов. Расчет валов редукторов.
МГТУ им Н.Э. Баумана, 2005.