Автор работы: Пользователь скрыл имя, 08 Апреля 2014 в 18:08, курсовая работа
Спроектировать привод к конвейеру по схеме. Мощность на ведомом валу редуктора P3 = 3 кВт и W3 = 2,3 рад/c вращения этого вала.
Введение (характеристика, назначение).
1. Выбор эл. двигателя и кинематический расчет.
2. Расчет ременной передачи.
3. Расчет редуктора.
4. Расчет валов.
5. Расчет элементов корпуса редуктора.
6. Расчет шпоночных соединений.
7. Расчет подшипников.
8. Выбор смазки.
9. Спецификация на редуктор.
Пояснительная записка к курсовому проекту «Детали машин»
Содержание:
Введение (характеристика, назначение).
Введение.
Спроектировать привод к конвейеру по схеме. Мощность на ведомом валу редуктора P3 = 3 кВт и W3 = 2,3 p рад/c вращения этого вала.
1.Выбор эл. Двигателя и кинематический расчет.
hобщ= 0,913
hобщ = hр*hп2*hз = 0,96*0,992*0,97 =0,913
h- КПД ременной передачи
h- КПД подшипников
h- КПД зубчатой цилиндрической передачи
Ртр=3,286 кВт
Ртр = Р3/hобщ = 3/0,913 = 3,286 кВт
Ртр - требуемая мощность двигателя
Р3 – мощность на тихоходном валу
Рдв = 4 кВт
4А132 8У3 720 min-1
4А100S2У3 2880 min-1
4А100L4У3 1440 min-1
4А112МВ6У3 955 min-1
4А132 8У3 720 min-1
uобщ = 10,47
uобщ = nдв/n3 = 720*0,105/(2,3*p) = 10,47
nдв – число оборотов двигателя
n3 = 68,78 min-1
n3 – число оборотов на тихоходном валу редуктора
n3 = W3/0,105 = 2,3*p/0,105 = 68,78 min-1
W3 – угловая скорость тихоходного вала
uрем = 2,094
uрем = uобщ / uз = 10,47/ 5 =2,094
1 вал - вал двигателя:
n1 = nдвиг =720 min-1 W1 = 0,105*n1 = 0,105*720 =75,6 рад/c
T1 = Pтреб/W1 = 3,286/75,6 = 43,466 Н*м
T1 – момент вала двигателя
2 вал – тихоходный привода - быстроходный редуктора
n2 = n1/uрем = 720/2,094 = 343,84 min-1
W2 = 0,105*n2 =0,105*343,84 = 36,1 рад/c
T2 = T1*uрем*hр = 43,666*2,094*0,96 = 87,779 Н*м
3 вал - редуктора
n3 = n2/uз = 343,84/5 = 68,78 min-1
W3 = 0,105*n3 =0,105*68,78 = 7,22 рад/c
T3 = Ртр/W3 = 3290/7,22 = 455,67 Н*м
ВАЛ |
n min-1 |
W рад/c |
T Н*м |
1 |
720 |
75,6 |
43,666 |
2 |
343,84 |
36,1 |
87,779 |
3 |
68,78 |
7,22 |
455,67 |
2.Расчет ременной передачи.
2.1 Определяем диаметр меньшего шкива D1 по формуле Саверина:
D1 = (115…135)
P1 –мощность двигателя
n1 –обороты двигателя
V = 8,478 м/с
D1 = 225 мм
D1 = 125* =221,39 мм по ГОСТу принимаем
2.2 Определяем скорость и
V = p*D1*n1/60 = 3,14*0,225*720/60 = 8,478 м/с
При этой скорости выбираем плоский приводной ремень из хлопчатобумажной ткани при Vокр1 £ 20 м/с
2.3 Определяем диаметр большего шкива D2 и согласуем с ГОСТ:
D2 = uрем *D1*(1-e) = 2,094*225*(1-0,015) = 464,08 мм
D2 = 450 мм
e -коэф. упругого скольжения
по ГОСТу принимаем D2 = 450 мм
2.4 Выбираем межосевое расстояние
aрем= 1000 мм
(D1+D2) £ aрем £ 2,5(D1+D2)
675 £ aрем £ 1687,5
2.5 Находим угол обхвата ремня j:
j » 1800-((D2-D1)/ aрем)*600
j = 166,50
j » 1800-((450-225)/1000)*600 = 1800-13,20 = 166,50
j = 166,50 т.к. j ³ 1500 значит межосевое расстояние оставляем тем же.
2.6 Определяем длину ремня L:
L = 3072,4 мм
L = 2*aрем +(p/2)*(D1+D2)+(D2-D1)2/ 4*aрем =2*1000+(3,14/2)*(450+225)+(
2.7 Определяем частоту пробега ремня n:
n = 2,579 c-1
n = V/L = 8,478/3,0724 = 2,579 c-1
n £ 4…5 c-1
2.8 Вычисляем допускаемое полезное напряжение [GF]:
[GF] = GFo*Cj*CV*Cp*Cg = 1,62*0,965*0,752*1*0,9 = 1,058 Мпа
GFo –по табл П11 GFo = 2,06-14,7*d/Dmin d/Dmin = 0,03
[GF] = 1,058 Мпа
Cj -коэф. угла обхвата П12 : Cj = 0,965
CV –коэф. скорости CV = 1,04-0,0004*V2 = 0,752
Cp –коэф. режима нагрузки П13 : Cp = 1
Cg -коэф зависящий от типа передачи и ее расположения Cg = 0,9
GFo = 2,06-14,7*0,03 = 1,62 Мпа
2.9 Вычисляем площадь поперечного сечения ремня S:
S = b*d = Ft/[GF] = 388,09/(1,058*106) = 0,0003668 м2 = 366,8 мм2
Ft = 2T1/D1 Ft –окружная сила T1 –момент вала дв.
Ft = 2*43,66/0,225 = 388,09 H
S = 390 мм2
Найдем по таблицам П7 ширину b = 60мм и длину d =6,5 мм
B = 70 мм
По ГОСТу S = 60* 6,5 = 390 мм2
2.10 Вычисляем силу давления на вал F для хлопчатобумажных ремней:
F » 3Ft
3. Расчет редуктора.
3.1 Используя П21 и П28 Назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 45 с термической обработкой:
Колесо (нормализация) Шестерня (улутшение)
НВ 180…220 НВ 240..280
G = 420 Мпа G = 600 Мпа
NHo = 107 NHo = 1,5*107
G =110 Мпа G =130 Мпа
NFo = 4*106 NFo = 4*106
3.2 Назначая ресурс передачи tч ³ 104 часов находим число циклов перемены напряжений NHE = NFE = 60tч*n3 ³ 60*104*68,78 = 4,12*107 т.к. NHE > NHO и NFE > NFO, то значения коэф. долговечности принимаем: KHL = 1 и KFL = 1
Допускаемые напряжения для колеса:
G = G *KHL = 420 МПа G = G *KFL = 110 МПа
для шестерни:
G = G *KHL = 600 МПа G = G *KFL = 130 МПа
3.3 Определения параметров передачи:
Ka = 4300 коэф. для стальных косозубых колес
Yba = 0,2…0,8 коэф. ширины колеса Yba = 0,4
Ybd = 0,5Yba*(uз+1) = 0,5*0,4*(5+1) = 1,2
по П25 KHb » 1,05 и так найдем межосевое расстояние aw:
aw = 180 мм
aw ³ Ka*(uз+1) = 25800*64,92-7 = 0,1679 м
по ГОСТу aw = 180 мм
mn = 2,5 мм
3.4 Определяем нормальный модуль mn:
mn = (0,01…0,02)aw = 1,8...3,6 мм по ГОСТу
b = 150
3.5 Обозначаем угол наклона линии зуба b:
b = 8…200 принимаем b = 150
Находим кол-во зубьев шестерни Z1:
Z1 = 23
Z1 = 2aw*cosb/[mn(uз+1)] = 2*180*cos150/[2,5(5+1)] = 23,18
Принимаем Z1 = 23
Z2 = 115
Тогда Z2 = uз*Z1 = 5*23 = 115
Находим точное значение угла b:
b = 160 35/
cosb = mn*Z1(uз+1)/2aw = 2,5*23*6/360 = 0,9583
mt = 2,61 мм
3.6 Определяем размер окружного модуля mt:
mt = mn/cosb =2,5/cos160 35/ = 2,61 мм
3.7 Определяем делительные
шестерня колесо
d1 = mt*Z1 = 2,61*23 = 60 мм d2 = mt*Z2 = 2,61*115 = 300 мм
da1 = d1+2mn = 60+2*2,5 = 65 мм da2 = d2+2mn = 300+5 = 305 мм
df1 = d1-2,5mn = 60-2,5*2,5 = 53,75 мм df2 = d2-2,5mn = 300-2,5*2,5 = 293,75 мм
d1 = 60 мм d2 = 300 мм
da1 = 65 мм da2 = 305 мм
df1 = 53,75 мм df2 = 293,75 мм
3.8 Уточняем межосевое расстояние:
aw = (d1+d2)/2 = (60+300)/2 = 180 мм
3.9 Определяем ширину венца
b = ya*aw = 0,4*180 = 72 мм
принимаем b2 = 72 мм для колеса, b1 = 75 мм
Vп = 1,08 м/с
3.10 Определение окружной скорости передачи Vп:
Vп = p*n2*d1/60 = 3,14*343,84*60*10-3/60 = 1,08 м/с
По таблице 2 выбираем 8-мую степень точности
Ft = 3,04*103 Н
3.11 Вычисляем окружную силу Ft:
Ft = Pтр/Vп = 3286/1,08 = 3,04*103 Н
Fa = 906,5 H
Осевая сила Fa:
Fa = Ft*tgb = 3,04*103*tg160 36/ = 906,5 H
Fr = 1154,59 H
Радиальная (распорная) сила Fr:
Fr = Ft*tga/cosb = 3040*tg200/cos160 36/ = 1154,59 H
3.12 Проверочный расчет на
ZH » 1,7
ZH » 1,7 при b = 160 36/ по таб. 3
ea = 1,64
ZM = 274*103 Па1/2 по таб. П22
ea »[1,88-3,2(1/Z1+1/Z2)]cosb = 1,64
Ze = 0,7
ZM = 274*103 Па1/2
Ze = = = 0,78
eb = b2*sinb/(pmn) = 72*sin160 36//3,14*2,5 = 2,62 > 0,9
по таб. П25 KHb = 1,05
по таб. П24 KHa = 1,05
KH = 1,11
по таб. П26 KHV = 1,01
коэф. нагрузки KH = KHb*KHa *KHV = 1,11
GH = 371,84 МПа
3.13 Проверяем контактную выносливость зубьев:
GH=ZH*ZM*Ze
=1,7*274*103*0,78*968,16=351,
3.14 Определяем коэф.
по таб. П25 KFa = 0,91
по таб. 10 KFb = 1,1
KFV = 3KHV-2 = 3*1,01-2 = 1,03 KFV = 1,03
KF = 1,031
Коэф. нагрузки:
KF = KFa * KFb * KFV = 0,91*1,1*1,03 = 1,031
Вычисляем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:
Z = 26,1
Z = 131
Z = Z1/cos3b = 23/0,9583 = 26,1
Z = Z2/cos3b = 115/0,9583 = 131
По таб. П27 определяем коэф. формы зуба шестерни Y »3,94 при Z = 26
По таб. П27 определяем коэф. формы зуба колеса Y » 3,77 при Z = 131
Сравнительная оценка прочности зуба шестерни и колеса при изгибе:
G /Y = 130/3,94 = 33 МПа
G /Y = 110/3,77 = 29,2 МПа
Yb = 0,884
Найдем значение коэф. Yb:
Yb = 1-b0/1400 = 0,884
3.15 Проверяем выносливость зубьев на изгиб:
GF = YF*Yb*KF*Ft/(b2mn) = 3,77*0,884*1,031*3040/(72*2,5) = 58 МПа << G
4. Расчет валов.
Принимаем [tk]/ = 25 МПа для стали 45 и [tk]// = 20 МПа для стали 35
dВ1= 28 мм
4.1 Быстроходный вал
d = 32 мм
d ³ = 2,62*10-2 м принимаем по ГОСТу dВ1= 28 мм
d = 35 мм
принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d = 32 мм
d = 44 мм
принимаем диаметр вала под подшипник d = 35 мм
принимаем диаметр вала для буртика d = 44 мм
4.2 Тихоходный вал:
dВ2= 50 мм
d = 54 мм
d ³ = 4,88*10-2 м принимаем по ГОСТу dВ2= 50 мм
d = 55 мм
принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d = 54 мм
принимаем диаметр вала под подшипник d = 55 мм
d = 60 мм
принимаем диаметр вала для колеса d = 60 мм
d = 95 мм
4.3 Конструктивные размеры зубчатого колеса:
диаметр ступицы d » (1,5…1,7) d = 90…102 мм
lст = 75 мм
длина ступицы lcт » (0,7…1,8) d = 42…108 мм
d0 = 7мм
толщина обода d0 » (2,5…4)mn = 6,25…10 мм
е = 18 мм
Колесо изготовляем из поковки, конструкция дисковая.
Толщина e » (0,2…0,3)b2 = 14,4…21,6 мм
G-1 = 352 МПа
4.4 Проверка прочности валов:
Быстроходный вал: G-1 » 0,43G = 0,43*820 = 352 МПа
4.5 Допускаемое напряжение изгиба [GИ]-1 при [n] = 2,2 Ks = 2,2 и kри = 1:
[GИ]-1 = 72,7 МПа
[GИ]-1 = [G-1/([n] Ks)] kри = 72,7 МПа
YB = 849,2 H
4.6.1 Определяем реакции опор в плоскости zOy :
YA = 305,4 H
YB = Fr/2+Fad1/4a1 = 849,2 H
YA = Fr/2-Fad1/4a1 = 305,4 H
XA = XB = 1520 H
4.6.2 Определяем реакции опор в плоскости xOz :
XA = XB = 0,5Ft = 0,5*3040 = 1520 H
4.6.3 Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz:
M = 15,27 Н*м
MA = MB = 0
M = 42,46 Н*м
M = YA*a1 = 305,4*0,05 = 15,27 Н*м
M = YВ*a1 = 849,2*0,05 = 42,46 Н*м
(MFrFa)max= 42,46 H*м
в плоскости xOz:
M = 76 Н*м
MA = MB = 0
M = XA*a1 = 1520*0,05 = 76 Н*м
MFt = 76 H*м
4.6.4 Крутящий момент T = T2 = 87,779 Н*м
Ми =87,06 Н*м
4.7 Вычисляем суммарный изгибающий момент Ми :
Gи = 5,71 МПа
Ми = = 87,06 Н*м
Значит : Gи = 32Mи/pd = 5,71 МПа
Gэ111 = 8,11 МПа
tк = 16T2/(pd ) = 16*87,779/(3,14*0,053753) = 2,88 МПа
4.8 Gэ111= = 8,11 МПа
4.9 Тихоходный вал:
G-1 = 219,3 МПа
Для стали 35 по таб. П3 при d < 100 мм GB = 510 МПа
G-1 » 0,43G = 0,43*510 = 219,3 МПа
4.10 Допускаемое напряжение изгиба [GИ]-1 при [n] = 2,2 Ks = 2,2 и kри = 1:
[GИ]-1 = 45,3 МПа
[GИ]-1 = [G-1/([n] Ks)] kри = 45,3 МПа
YB = 2022,74 H
4.10.1 Определяем реакции опор в плоскости yOz :
YA = -869,2 H
YB = Fr/2+Fad2/4a2 = 2022,74 H
YA = Fr/2-Fad2/4a2 = -869,2 H
XA = XB = 1520 H
4.10.2 Определяем реакции опор в плоскости xOz :
XA = XB = 0,5Ft = 0,5*3040 = 1520 H
4.10.3 Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz:
M = -40,85 Н*м
MA = MB = 0
M = 95,07 Н*м
M = YA*a2 = -869,2*0,047 = -40,85 Н*м
M = YВ*a2 = 2022,74*0,047 = 95,07 Н*м
(MFrFa)max= 95,07 H*м
в плоскости xOz:
M = 71,44 Н*м
MA = MB = 0
M = XA*a2 = 1520*0,047 = 71,44 Н*м
MFt = 71,44 H*м
Крутящий момент T = T3 = 455,67 Н*м
Ми =118,92 Н*м
4.11 Вычисляем суммарный изгибающий момент Ми :
Gи = 7,28 МПа
Ми = = 118,92 Н*м
Значит : Gи = 32Mи/pd = 7,28 МПа
Gэ111 = 28,83 МПа
tк = 16T3/(pd ) = 16*318,47/(3,14*0,0553) = 13,95 МПа
4.12 Gэ111= = 28,83 МПа < 45,25 МПа
5. Расчет элементов корпуса
d = 9 мм
Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна.
5.1 Толщина стенки корпуса d » 0,025aw+1…5 мм = 4,5+1…5 мм
d1 = 8 мм
5.2 Толщина стенки крышки корпуса d1 » 0,02aw+1…5 мм = 3,6+1…5 мм
s =14 мм
5.3 Толщина верхнего пояса
t = 20 мм
5.4 Толщина нижнего пояса корпуса
С = 8 мм
5.5 Толщина ребер жесткости
dф = 18 мм
5.6 Диаметр фундаментных болтов dф » (1,5…2,5)d = 13,5…22,5 мм