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
Московский Государственный Технический университет имени Н.Э. Баумана
Калужский Филиал
Факультет________________________________
Кафедра _________________________________
Расчетно-пояснительная записка
к курсовому проекту на тему:
_________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________
Студент_______________________ ( _________________ )Группа_____________
Руководитель проекта___________________________ ( ____________________ )
Калуга
2008 г.
Содержание
1. Техническое задание 3
2. Кинематическая схема 4
3. Выбор электродвигателя 5
4. Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням 5
5. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения для каждого вала 6
6. Проектный и проверочный расчет зубчатой передачи 7
7. Расчет предварительных диаметров валов привода 12
8. Проверочный расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жёсткость 13
9. Выбор подшипников качения 16
10. Выбор и расчёт шпоночных соединений 17
11. Смазка зубчатого зацепления и подшипников 18
12.Выбор муфт 19
Список используемой литературы…………………………20
2. Кинематическая схема
3. Выбор электродвигателя
1. По исходным данным определяем потребную мощность электродвигателя:
,
где общий КПД где из таблицы 1.1[1]:
- - КПД зубчатой цилиндрической передачи;
- - КПД подшипников качения (одной пары);
- - КПД муфты.
2. Определяем частоту вращения приводного вала n3
По таблице выбираем электродвигательАИР 132 8:
:. Р.=4 кВт
4. Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням
Определяем частоту вращения приводного вала:
,
Находим общее передаточное число привода:
.
Передаточное число редуктора , тогда передаточное число цепной передачи
.
При определении общего передаточного числа и передаточных чисел его ступеней придерживаемся ряда по ГОСТ 8020-56.
5. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения для каждого вала
|
N |
|||
|
1 |
|||
|
2 |
|||
|
3 |
6. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений шестерни и колеса
Пара зубчатых колес (z1 - z2)
|
Колесо (z2) |
Шестерня (z1) |
|
Исходные данные |
|
|
Материалы и термическая обработка: |
|
|
сталь 40Х, улучшение, НВ 235…262, НВср2=248; ; . |
сталь 40Х, улучшение, НВ 269…302, НВср1=285; ; |
|
Частота вращения вала колеса:. Передаточное число:. Срок службы передачи: 15000 ч. Передача работает с режимом 4 1 Коэффициент приведения (табл. 4.1 [2]) для расчетов на |
|
|
контактную выносливость изгибную выносливость |
|
|
2 Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на |
|
|
контактную выносливость (рис.4.3[2]) изгибную выносливость |
|
|
3 Суммарное время работы передачи: . |
|
|
4 Суммарное число циклов перемены напряжений |
|
|
5 Эквивалентные числа циклов перемены напряжений для расчета на |
|
|
контактную выносливость |
|
|
изгибную выносливость |
|
|
6 Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок (табл. 4.3 [2]). |
|
|
Контактная выносливость |
|
|
Изгибная выносливость |
|
|
7 Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость (табл. 4.2 [2]): ; . |
|
|
(табл. 4.3 [2]) |
(табл. 4.3 [2]) |
|
За допускаемое контактное напряжение принимаем меньшее значение для шестерни и колеса: |
|
|
8 Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость (табл. 4.2 [2]): ; . |
|
|
(табл. 4.3 [2]) |
(табл. 4.3 [2]) |
Коэффициенты нагрузки
Для определения коэффициентов нагрузки определяем относительную ширину шестерни:
;
где - коэффициент ширины. Выбираем консольное расположение зубчатого колеса относительно опор = 0,2 5;
В соответствии с полученным результатом, имеем:
(табл. 5.2[2]);
(табл. 5.3[2]);
Выбираем коэффициент режима , соответствующий 4режиму работы. Рассчитываем коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца:
;
;
Определяем окружную скорость:
,
где коэффициент, т.к. передача цилиндрическая прямозубая и термообработка колеса – улучшение, шестерни – улучшение+ ТВЧ (табл. 5.4 [2]).
При этой скорости передача может быть выполнена по 8-ой степени точности (табл. 5.5 [2]).
Для этой скорости и степени точности значение определяем:
(табл. 5.6[2]);
(табл. 5.7[2]);
Коэффициенты нагрузки находят из выражения:
при расчете на контактную выносливость ;
при расчете на изгибную выносливость .
Предварительное значение межосевого расстояния:
Принимаем , выбирая из ряда по ГОСТ 6636-69.
Рабочая ширина венца колеса
.
Рабочая ширина шестерни
.
Модуль передачи
,
где ;
.
Принимаем по ГОСТ 9563-60.
Суммарное число зубьев
.
Принимаем.
Число зубьев шестерни
.
Принимаем .
Число зубьев колеса
.
7.9 Фактическое передаточное число
.
Ошибка передаточного числа
.
Диаметр делительной окружности
;
Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев
Шестерни: ;
;
Колеса: ;
.
Силы, действующие на валы зубчатых колес
Окружная: ;
Радиальная: .
7. Расчет предварительных диаметров валов привода
1) Диаметр вала электродвигатели серии АИР112 8 равен 32мм.Принимаем диаметр быстроходного вала равным диаметру вала электродвигателя.
2) Определим диаметр выходного вала редуктора:
Принимаем: .
Для найденного диаметра вала выбираем значения:
– приблизительная высота буртика,
– максимальный радиус фаски подшипника,
– размер фасок вала.
Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:
Так как стандартные подшипники имеют стандартный диаметр, то принимаем .
Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:
Принимаем: .
3) Определим диаметр приводного вала:
Для найденного диаметра вала выбираем значения:
– приблизительная высота буртика,
– максимальный радиус фаски подшипника,
– размер фасок вала.
Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:
Так как стандартные подшипники имеют стандартный диаметр, то принимаем .
Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:
8.Проверочный расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жёсткость
Проведём расчёт тихоходного вала.
Действующие силы: – окружная, – радиальная.
, , .
Определим реакции опор в вертикальной плоскости.
1. , ,
. Отсюда находим, что .
2. , ,
. Получаем, что .
Выполним проверку: , : ,
Следовательно, вертикальные реакции найдены верно.
Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.
3. , ,
, получаем, что .
4.,, , отсюда .
Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций: ,
, , – верно.
Просчитываем предполагаемое опасное сечение: сечение под колесом, ослабленное шпоночным пазом. Для этого сечения изгибающий момент М:
Определим механические характеристики материала вала (Сталь 45) по табл.: – временное сопротивление (предел прочности при растяжении); и – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении; – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.
Рассчитаем осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала: , где – расчётный диаметр вала.
Вычислим изгибное и касательное напряжение в опасном сечении по формулам: , .
Определим запас сопротивления усталости только по изгибу и по кручению:
,
где и - амплитуды переменных составляющих циклов;
и - амплитуды постоянных составляющих циклов;
и - коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений;
kd = 0.8 и kF = 0.9 – масштабный фактор и фактор шероховатости поверхности;
и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении.
Определяем расчётный коэффициент запаса прочности:
- условие выполняется.
где - коэффициента запаса прочности
Проверяем жёсткость вала. По условиям работы зубчатого зацепления опасным является прогиб под колесом.
Полярный момент равен:
Прогиб в вертикальной плоскости от силы Fr:
Погиб в горизонтальной плоскости от силы Ft :
Суммарный прогиб:
Допускаемый прогиб:
9. Выбор подшипников качения.
I. Для тихохдного вала редуктора выберем радиальные однорядные шарикоподшипники лёгкой серии . Для них имеем: – диаметр внутреннего кольца, – диаметр наружного кольца, – ширина подшипника, – динамическая грузоподъёмность, – статическая грузоподъёмность, – предельная частота вращения при пластичной смазке. Частота оборотов . Требуемый ресурс работы .
Найдём: – коэффициент безопасности; – температурный коэффициент); – коэффициент вращения.
Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку .
Рассчитаем ресурс принятого подшипника: , или , что удовлетворяет требованиям.
2. Для приводного вала редуктора возьмём шарикоподшипники радиальные двухрядные сферические. Для него имеем – диаметр внутреннего кольца подшипника, – диаметр наружного кольца подшипника, – ширина подшипника, – номинальный угол контакта подшипников, – динамическая грузоподъёмность, – статическая грузоподъёмность.
Расчёт шпоночных соединений заключается в проверке условия прочности материала шпонки на смятие.
1. Соединение вала с зубчатым колесом. Имеем: – крутящий момент на валу, – диаметр вала, – ширина шпонки, – ее высота, – глубина паза вала, – глубина паза ступицы, – допускаемое напряжение на смятие, – предел текучести.
Определяем рабочую длину шпонки: Принимаем шпонку 16х10х45
Условие прочности:
2. Соединение выходного вала редуктора и муфты. Имеем: – крутящий момент на валу, – диаметр вала, – ширина шпонки, – высота шпонки, – глубина паза вала, – глубина паза ступицы, – допускаемое напряжение на смятие, – предел текучести.
Определяем рабочую длину шпонки: Принимаем шпонку12х8х70
Условие прочности:
Для смазывания передачи применена картерная система.
Определим окружную скорость вершин зубьев колеса: , где – частота вращения вала редуктора, – диаметр окружности вершин колеса;
Рассчитаем предельно допустимый уровень погружения зубчатого колеса тихоходной ступени редуктора в масляную ванну: , здесь – диаметр окружностей вершин зубьев колеса.
Выберем марку масла в соответствии с окружной скоростью колеса быстроходной ступени: И–Г–А–32.
Смазывание подшипников происходит тем же маслом за счёт разбрызгивания. При сборке редуктора подшипники необходимо предварительно промаслить.
14. Список используемой литературы