Главная

Контакты

Случайная статья

• Автоматизация
• Антропология
• Археология
• Архитектура
• Биология
• Ботаника
• Бухгалтерия
• Военная наука
• Генетика
• География
• Геология
• Демография
• Деревообработка
• Журналистика
• Зоология
• Изобретательство
• Информатика
• Искусство
• История
• Кинематография
• Компьютеризация
• Косметика
• Кулинария
• Культура
• Лексикология
• Лингвистика
• Литература
• Логика
• Маркетинг
• Математика
• Материаловедение
• Медицина
• Менеджмент
• Металлургия
• Метрология
• Механика
• Музыка
• Науковедение
• Образование
• Охрана Труда
• Педагогика
• Полиграфия
• Политология
• Право
• Предпринимательство
• Приборостроение
• Программирование
• Производство
• Промышленность
• Психология
• Радиосвязь
• Религия
• Риторика
• Социология
• Спорт
• Стандартизация
• Статистика
• Строительство
• Технологии
• Торговля
• Транспорт
• Фармакология
• Физика
• Физиология
• Философия
• Финансы
• Химия
• Хозяйство
• Черчение
• Экология
• Экономика
• Электроника
• Электротехника
• Энергетика

Сечение К-К (рис 4.2)  Диаметр вала в этом сечении 80 мм.

     Задание                                                                                              2

Введение                                                                                           3

1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя                4                

2. Расчет цилиндрической шевронной передачи                         5

3. Предварительная компоновка, предварительный расчёт валов и выбор подшипников качения                                                                             11

4. Проверочный расчет подшипников                                          13

5. Проверочный расчет валов                                                        17

6. Проверочный расчет шпоночных соединений                        24   

7. Выбор масла                                                                                26

8.  Выбор муфты                                                                             27

9. Сборка редуктора                                                                        28                                            

  Заключение                                                                                      29

Литература                                                                                        30

Приложение                                         спецификация, чертежи(4 л.)

l CQAAZHJzL2Rvd25yZXYueG1sUEsFBgAAAAAEAAQA8wAAALMKAAAAAA== ">

ВВЕДЕНИЕ

Целью курсового проекта является закрепление теоретических знаний, получение практических навыков в расчетах и конструирование зубчатого редуктора общего назначения.

Курсовой проект по дисциплине «Детали машин», состоит из графической и расчетной части.

Включает в себя, следующие основные темы:

1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя        

2. Расчет цилиндрической шевронной передачи       

3. Предварительный расчет валов и выбор подшипников

4. Проверочные расчеты

В первом разделе курсового проекта определяется необходимая мощность электродвигателя, мощности и крутящие моменты на валах редуктора.

Во втором разделе выполняется проектный и проверочный расчет цилиндрической шевронной передачи.

В третьем разделе определяются диаметры участков валов.

В четвертом и пятом, разделах проводятся проверочные расчеты валов, подшипников,

В шестом разделе выполнена проверка прочности шпоночных соединений.

В седьмом отбирается муфта,

В восьмом сорт масла

В девятом описан процесс сборки.

Сборочные чертежи графической части проекта выполняется на листах формата А1, рабочие чертежи деталей на листах формата А4, в соответствии с ГОСТ 2304-68 и ГОСТ 2302-68.

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ И ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Расчеты в данном разделе выполняются по методике, изложенной в [1] на основании следующих исходных данных.

Исходные данные: задание 7, вариант 4

- мощность на ведомом валу P₂ = 25 кВт;

- частоты вращения валов ведущем    n₁ = 750 об/мин,                                                                    ведомом   n₂ =200 об/мин.

      Срок службы - 8 лет,

     Коэффициенты загрузки оборудования К_сут = 0,5,

                                                                       К_год = 0,33

1.1 Определим общий КПД привода по формуле:

h = h_зубч h_подш² = 0,98 0,99² = 0,96,

где h_зубч = 0,98 – КПД зубчатой передачи,

h_подш = 0,99 – КПД одной пары подшипников

Требуемая мощность электродвигателя:

Ртр = Р₂ /h = 25/0,98 = 26,041 кВт

1.2 Выбираем по каталогу электродвигатель 4А225М8У3 мощностью Р_дв = 30 кВт, синхронная частота вращения n_С = 750 об/мин, скольжение S = 1,8%. Номинальная частота вращения        

1.3 Определим передаточное число редуктора по формуле:

: u = n_дв/n₂ = 736/200=3,68

1.4 Определим вращающие моменты на валах по формуле:

- ведущем: Нм

- ведомом: Нм

1.5 Определим мощности на каждом валу привода по формуле:

Таблица 1 Результаты кинематического расчета

Вывод. Сделан выбор электродвигателя, определены передаточные числа передач, крутящие моменты на валах, для выполнения дальнейших расчетов, (передаточное отношение показывает, насколько изменился момент силы при передаче его через зубчатое зацепление).

    2. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ШЕВРОННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Расчеты в данном разделе выполняются по методике, изложенной в [1] на основании следующих исходных данных:

Частота вращения шестерни п = 736 мин^-1

Передаточное число u = 3,68

Продолжительность работы передачи в часах

t_h =Lлет * Кгод * 365 * Ксут * 24 =8*0,5*365*0,33*24=11562

2.1 Выбираем материалы зубчатых колес. Для шестерни примем сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ 230,

для колеса – сталь 45, улучшение, НВ 200.                                                                   

2.2 Определим допускаемое контактное напряжение по формуле:

[σ_H] = 0,45( [σ_H1] +[σ_H2] ) = 0,45( 482 +428) = 410 МПа,

где [σ_H1] и [σ_H2] - допускаемые контактные напряжения материалов шестерни и колеса:

[σ_H1] =

[σH2] =

К_HL =1 – коэффициент долговечности, [S_H] = 1,1 – коэффициент безопасности (с 33).

Примем коэффициент ширины φ_ba = 0,6 и коэффициент К_нa = 1,15            

2.3 Определим межосевое расстояние зубчатой передачи из условия контактной выносливости по формуле:

где Ка =43 – для косозубой передачи.

Принимаем по ГОСТ 2185-66 ближайшее значение межосевого расстояния

a_w = 200 мм

2.4. Определим основные геометрические размеры зубчатой передачи по стандартным формулам:

Нормальный модуль m_n = ( 0,01…0,02 ) aw = ( 0,01…0,02 ) 200 =2…4 мм

Принимаем по ГОСТ 9563 –60 стандартное значение m_n = 3 мм

Примем предварительно угол наклона зубьев β = 30⁰

Определяем число зубьев шестерни:

y cy9kb3ducmV2LnhtbFBLBQYAAAAABAAEAPMAAACuCgAAAAA= ">

Z₂ = u∙Z₁ =3,68*25 = 92

Уточняем значение угла наклона зубьев:

   Угол β =28,6577⁰

Фактическое передаточное число

u =

       Основные размеры шестерни и колеса

Диаметры делительные:

шестерни :     мм               

колеса :   мм               

Проверка:       мм

Диаметры вершин зубьев

       d_a1 = d₁ + 2m_n  = 83,47 + 2* 3 = 91,47 мм;

       d_a2 = d₂ + 2m_n  = 314,53 + 2* 3 = 320,53 мм;

Диаметры впадин зубьев

       df₁ = d₁ – 2,5 m_n  = 83,47 – 2,5* 3 = 77,97 мм;

       df₂ = d₂ – 2,5 m_n  =314,53 – 2,5* 3  = 307,03 мм;

Ширина колеса Ь₂  = ψ_ba a_W   = 0,6 * 200  = 120  мм; ширина шестерни

b₁ = Ь₂ + 4…5 мм = 125 мм

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

2.5 Определим окружную скорость зубчатых колес в зацеплении:

 м/с

2.6 Выберем степень точности зубчатых колес.

Степень точности передачи: для косозубых колес при ско­рости 3,3 м/с следует принять 8-ю степень точности.

2.7 Для выбранной точности зубчатых колёс определим коэффициенты

 Нагрузки по формуле:

По табл. 3.5 при ψ_bd = 1,5, твердости НВ ≤ 350 и сим­метричном расположении колес коэффициент K _Hβ. =1,08

u cmV2LnhtbFBLBQYAAAAABAAEAPMAAACoCgAAAAA= ">

По табл. 3.6 для косозубых колес при скорости < 5 м/с коэффициент

K _Hv. =1,0

Таким образом Кн = 1,08*1,09*1,0 = 1,18

2.8 Выполним проверочный расчёт зубчатой передачи по контактным напряжениям по формуле (3.6):

 МПа

что менее  допускаемых напряжений [ σ_H ] = 410МПа.  Условие прочности выполнено.

Схема сил в зацеплении

Доработать

2.9 Определим силы, действующие в зацеплении:

 окружная    

Н

радиальная   Н                         

осевая  провести расчёт осевой силы

2.10 Проверим зубья зубчатых колёс на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

Коэффициент нагрузки Kf = K_fβ   K_fv .

По табл. 3.7 при ψ_bd = 1,5, твердости НВ≤ 350 и сим­метричном расположении коэффициент K _fβ  = 1,25

По табл. 3.8 для косозубых колес 8-й степени точности и скорости до 8  м/с коэффициент K_fv  = 1,3.

Таким образом, Kf = 1,25∙1,3 =1,625 

Коэффициент, учитывающий форму зуба, Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев Zv

шестерни

   колеса  

 Определяем коэффициенты Y_β  и K_Fα

где средние значения коэффициента торцового перекрытия εα = 1,5; степень точности п = 8.

2.11 Рассчитаем допускаемое напряжение для проверки на изгиб по формуле:

 По табл. 3.9 для стали 45 улучшеннлй предел выносли­вости при отнулевом цикле изгиба

Для шестерни  = 1,8 *230 = 415 МПа;

Для колеса  = 1,8 *200 = 360 МПа.

Коэффициент безопасности      

По табл. 3.9 [ S_F ]' = 1,55; для стали 45 улучшенной; коэф­фициент [S_F ]" = 1 для поковок и штамповок. Следовательно, [S_F ] = 1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни  

для. колеса

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение  меньше.                                                                                                                                                            

. Найдем эти отношения:

для шестерни 237/3,73 = 63,5 МПа  

Проверку на изгиб проводим для колеса [ формула 3.25]:

 Мпа ‹ 206 МПа

Условие прочности выполнено.

Вывод. Определены геометрические параметры цилиндрической передачи. Выполнена проверка по контактным и изгибным напряжениям.

Спроектированная шевронная зубчатая передача соответствует техническому заданию по обеспечению требуемой долговечности … Вывод подтверждён проверочными расчётами.

Расчеты в данном разделе выполняются по методике, изложенной в [1] на основании следующих исходных данных:

Крутящие моменты на валах редуктора:

Т₁ = 337,9·10³ Нмм,

Т₂ = 1193,7·10³ Нмм.

3.1 Предварительный расчет валов проводим по напряжениям кручения, принимая пониженные допускаемые напряжения.

Ведущий вал

 Вращающий момент T₁ = 337,9* 10³ Н мм          

Допускаемое напряжение на кручение, примем [τк]  = 20 МПа.

Определим диаметр выходного конца вала [формула (8.16)].

мм

Так как вал стыкуется с валом электродвигателя посредством муфты , примем d_В1 »0,8 d _дв =60 мм

 Ближайшее значение из стандартного ряда d_В1  = 50 мм.

Диаметр вала под подшипниками принимаем d_П1 = 60 мм (кратен 5) принимаем d_П1 = 60 мм  

Ведомый в а л

Вращающий момент T₂ = 1193,7·10³ Н мм          

Допускаемое напряжение на кручение [τк] = 25 МПа

Определим диаметр выходного конца вала [формула (8.16)].

 мм

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда d_В2  = 70 мм.

Диаметр вала под подшипниками принимаем d_П2 = 80 мм.

 Диаметр вала под ступицей колеса d_К2 = 85 мм.

3.2 Выберем  радиальные шарикоподшипники легкой серии,  габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников

d_П1 = 60мм и d_П2 =80 мм.

Из каталога подшипников выписываем в таблицу основные параметры выбранных подшипников:

Таблица 2.

3.3 Определим конструктивные размеры шестерни и колеса по рекомендуемым формулам.

Шестерня выполнена за одно целое с валом ,ее размеры определены ранее

d₁ = 85,47 мм; d_a1 = 91,47 мм; d_f1 = 77,97 мм; b₁ =125 мм

Колесо кованое d₂ = 314,53 мм; d_a2 = 320,53 мм; d_f2 =303,03 мм, b₂=120 мм

Диаметр ступицы d_ст = 1,6 d_к2 =  1,6 * 85 = 130 мм;

 длина ступицы ℓ ст =(1,2 …1,5 ) d_к2 = ( 1,2 …1,5 ) 85 = 102…127 мм,

 при­нимаем ℓст =120 мм.                           

Толщина обода δо = ( 2,5… 4 ) m_n = ( 2,5… 4 ) 3 = 7,5…12 мм, при­нимаем 

δо = 12 мм.

 Толщина диска С = 0,3 b₂ = 0,3*120 = 35 мм.

3.4 Определим основные конструктивные размеры корпуса редуктора по рекомендуемым формулам

Толщина стенок корпуса и крышки:

δ = 0,025 а_W + 1 = 0,025∙200 + 1 = 6 мм, при­нимаем δ = 8 мм

δ₁ = 0,02 а_W + 1 = 0,02∙200 + 1 = 5 мм, при­нимаем δ1 = 7 мм

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхний пояс корпуса и пояс крышки:

b = 1,5 δ = 1,5  = 12 мм;

b₁ = 1,5 δ₁ = 1,5  = 10 мм;

нижний пояс корпуса: р = 2,35 b =2,35 =28,4мм, принимаемр=28мм.

d₁ = (0,03…0,036) а_W + 12 =  (0,03…0,036) ∙200 + 12 = 18… 19,2 мм,

принимаем болты с резьбой М18;

крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂= (0,7 - 0,75) d₁ = (0.7 -0.75)  мм,

принимаем болты с резьбой М14;

соединяющих крышку с корпусом

d₃ = (0,5…0,6) d₁ = (0,5…0,6) 18 = 9…10,8 мм,

принимаем болты с резьбой М10.

На основании выполненных расчетов элементов корпуса редуктора, размеров валов выполнена предварительная компоновка редуктора, то есть прочерчены контуры корпуса, валов и подшипников.

Вывод. Определили размеры участков валов, сделали предварительный выбор подшипников. Выполнили предварительную компоновку редуктора.

Выполнили первый этап эскизного проектирования редуктора в соответствии с ГОСТ ЕСКД, необходимый для выполнения последующих этапов составления ЧКД.

 4  ПРОВЕРОЧНЫЙ  РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

Расчеты в данном разделе выполняются по методике, изложенной в [1] на основании следующих исходных данных:

Исходные данные. Из предыдущих расчетов имеем

Ft = 7590Н,

Fr = 3148 Н ,

Fa = 0 Н;

4.1 Определим нагрузку от муфты по формуле:

 Н.

4.2 На основе эскизной компоновки и схемы нагружения валов составляем расчетную схему вала (рис. 4.1). Схема

4.3 На основании схемы определяем опорные реакции. 

Реакции опор:

в плоскости xz: Σ М₁ = 0

96 и 192- плечи сил и реакции R_X2 Размеры длин валов с эскизной компоновки

ΣF_x=0 пояснить

в плоскости уz: Σ М₁ = 0

R_y1=R_{y2 =}  (нагружение симметрично)

Рис. 1 – Расчетная схема ведущего вала. Эпюры изгибающих моментов

4.4 Определим значения изгибающих моментов в характерных сечениях по эпирам:

М_x1 =R_y1 * 96 = 151104 Hмм

Мy₁ = R_x1 * 96 = 164352 Hмм  

М_у2 = F_м *80 = 117600 Hмм

4.5 Определим суммарные реакции в опорах:

4.6 Проверяем подшипники по более нагруженной опоре 2

Ранее приняты радиальные шариковые подшипники № 212, С = 52 кН,  

С₀ = 31кН

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле (9.3)  

Рэ = (ХVР_r +YP_a) Кб Кг,

осевая нагрузка Ра = Fа = 0 Н;

V = 1 (вращается внутреннее кольцо);

коэф­фициент безопасности Кб= 1,3 ( табл. 9.19);

температурный коэффициент Кт = 1 (табл. 9.20).

Х=1

Подставим численные значения параметров в формулу для эквивалентной нагрузки

Рэ = 1*1* 4682*1,3*1= 6082 Н = 6,09 кН

4.7 Определим расчетную долговечность подшипников  млн. об. [формула(9.1)]

Расчетная долговечность в часах:

Ведомый вал

См. замечания как для ведущего

Исходные данные. Из предыдущих расчетов имеем

Ft = 7590Н,

Fr = 3148 Н,

Fa = 0 Н;

 - нагрузка от муфты.

Реакции опор:

в плоскости xz: Σ М₃ = 0

R_x4 (95 + 95) + Ft*95 - F_М *95 = 0    

95 и 190- плечи сил и рекции R_X4

Σ F_x=0

R_x3 - Rx4 - Ft + Fм=0

R_x3= 2684 +7590 - 4319 = 5955 Н

в плоскости уz:  

R_y3= R_y4 =  (нагружение симметрично)

Эпюры изгибающих моментов:

М_х1 = R_y3* 95 = 149530 Hмм

М_у2=Fм*95 = 410305 Нмм

       Рис. 2. Расчетная схема ведомого вала

Выполнена с применением чертежных принадлежностей.

Суммарные реакции в опорах:

Проверяем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Ранее приняты радиальные шариковые подшипники № 216, С =70,2 кН,

 С₀ = 45 кН

Эквивалентная нагрузка

Рэ = (XVP_r+YP_a) Кб Кг,

Рэ = 1*6160*1,3*1= 8007 Н

Расчетная долговечность, ч

Вывод. Долговечность подшипников превышает требуемую. t_h = 11562ч

Для условий единичного производства результат приемлемый. Подшипники принимаются из имеющихся в наличии на предприятии. Более дешевые- можно, если Заказчик подпишет.

5.ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

Расчеты в данном разделе выполняются по методике, изложенной в [1],

На основании исходных данных, которые для удобства приведены в соответствующих пунктах выполняемого расчёта.

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения — по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s ≥ [s].

5.1 Ведомый вал.

Материал вала — сталь 45. нормализованная;

 σ_в = 570 МПа (табл. 3.3).

τ_-1  = 0,58 ·246 =142 МПа.

5.1.1 Сечение А-А (Рис 4.1) Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоноч­ной канавки.

Диаметр вала в этом сечении 80 мм. Принимаем коэффициенты концентрации напряжений k_σ=1,6 и k_τ=1,5 (табл. 8.5), коэффициенты, учитывающие масштабный фактор ετ = 0,63 и ε_σ = 0,74 (табл. 8.8) и коэффициенты асимметрии цикла ψ_τ = 0,1 и ψ_σ =0,15 ( с. 166).                           

Крутящий момент T₂ = 1193,7·10³ Н·мм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости с эпюры Мх

М' = 565725 Н·мм;

изгибающий момент в вертикальной плоскости

М "= 149050 Н·мм;

суммарный изгибающий момент в сечении А—А (рис 4.1)

Н·мм

Момент сопротивления кручению при d=80 мм; размеры шпоночного паза b=22мм; t₁ =9 мм 

 мм³

Момент сопротивления изгибу ( табл. 8.5)

 мм³

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

585030 / 44027= 13,3 МПа

среднее напряжение σ_m = 0.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напря­жениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

5.1.2 Сечение К-К (рис 4.2)  Диаметр вала в этом сечении 80 мм.

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (табл. 8.7); коэффициенты концентрации напряжений:

 4.0   

 принимаем коэффициенты асимметрии цикла ψσ = 0,15 и ψτ = 0, l

Изгибающий момент         

М =410305 Н·мм.

 Осевой момент сопротивления

 мм³             

Амплитуда нормальных напряжений

410305/ 50625 = 9,9 Мпа

среднее напряжение цикла σ_m = 0

Полярный момент сопротивления Wp= 2W = 100530 мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных на­пряжений

МПа

Коэффициент запаса прочности по нормальным напря­жениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напря­жениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сече­нияК-К(рис 4.2)

5.1.3 Сечение Л–Л (Рис 4.2)

Концентрация напряжений обусловлена переходом от Ø 70мм к Ø 80мм: при  коэффициенты концентрации напряжений

Kσ = 1, 92 и k_τ =1, 33 (табл. 8.2). Масштабные факторы (табл. 8.8) факторы

ε_σ =0,76 и ε_τ=0,65.   

Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К-К. (рис 4.2)

Осевой момент сопротивления сечения

 мм³                   

Амплитуда нормальных напряжений

 МПа        

     σ_m = 0

Полярный момент сопротивления

Wр= 2W = 67348 мм3.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напря­жений

 МПа

Коэффициенты запаса прочности

Результирующий коэффициент запаса прочности для сече­ния Л-Л(рис 4.2)