Детали машин Курсовая Пояснительная записка
.docx-
111Equation Chapter 1 Section 1ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.
-
Общий к.п.д. привода:
-
Принимаем:
- кпд муфты;
- кпд подшипников;
- кпд открытой цепной передачи;
- кпд закрытой зубчатой цилиндрической передачи.
.
-
Требуемая мощность электродвигателя:
,
где
Тогда требуемая мощность электродвигателя составит:
.
-
Вычисляем примерное передаточное число привода:
U1З.З.Ц.П=4.
U2Ц.П.О =3,15.
Uпр.общ=4*3,15=12,6
-
Примерная частота вращения электродвигателя об/мин:
-
Синхронная частота вращения вала электродвигателя:
1000 об/мин.
-
По таблице принимаем электродвигатель марки 4А132М6У3:
мощность электродвигателя Pдв=6кВт,
частота вращения двигателя nэд=960об/мин,
- Тпик/Тном=1,8
- Масса 100 кг
-
Частота вращения первого вала
n1=nэд=960 об/мин
Разбивка передаточного числа.
-
Общее передаточное число определяем по формуле:
,
тогда общее передаточное число составит:
-
Разбить Uобщ по ступеням:
-
Определяем параметры вращения валов привода:
1-й вал:
;
;
.
.
2-й вал:
;
.
3-й вал:
;
;
Результаты расчета сводим в таблицу.
Таблица 1.1.
Обороты и моменты на валах привода
Вал |
Мощность Р, кВт |
Частота вращения, , об/мин |
Угловая скорость, , рад/с |
Крутящий момент, |
1 |
7,31 |
960 |
100,5 |
72 |
2 |
6,87 |
240 |
25,1 |
273,7 |
3 |
6,18 |
90,22 |
9,44 |
654,6 |
РАСЧЁТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Исходные данные для расчета:
Мощность на ведущем валу Р1=7,31 кВт
Частота вращения ведущего вала
- Передаточное число Uз.з.ц.п=4
- Срок службы L= 5 лет
-
Выбор материалов и вида термической обработки для зубчатых колес
Принимаем:
для шестерни HВ1 – сталь 45, нормализация – 210;
для колеса НВ2 – сталь 45, улучшение – 200.
Свойства сталей
«Шестерня»
твердость НВ1 = 210;
предел прочности
предел текучести
«Колесо»
твердость НВ2 = 200;
предел прочности
предел текучести
-
Расчет допускаемых напряжений
-
Определяем пределы выносливости по контактным напряжениям:
-
-
Принимаем коэффициент безопасности при расчете на контактную прочность .
-
Принимаем коэффициент учитывающий шероховатость zr=1
-
Принимаем коэффициент учитывающий окружную скорость .
-
Определяем время работы передачи.
Lh=L*365*Kгод*24*Ксут=5*365*0,8*24*0,65=22776
-
Принимаем коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность и
-
Определяем величину допускаемых контактных напряжений:
За расчетное допускаемое напряжение принимаем:
-
Определяем пределы выносливости по напряжениям изгиба
-
Принимаем коэффициент безопасности при расчете на изгиб .
-
Коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности при расчёт дополнительных напряжений изгиба: Yr=1.0
-
Kоэффициент, учитывающий что нагрузка к зубу приложена с одной стороны равен .
-
Принимаем коэффициент долговечности при расчете на изгиб и .
-
Определяем величину допускаемых напряжений изгиба:
-
Предельные допускаемые контактные напряжения при кратковременных перегрузках:
-
Предельные допускаемые напряжения при кратковременных перегрузках:
-
Проектный расчёт.
-
Крутящий момент на выходном валу Т2=273,7 Н*м
-
Коэффициент ширины зубчатого венца ψba , относительно межосевого расстояния:
-
ψba=0,4
-
Коэффициент ширины зубчатого венца ψbd относительно диаметра d1:
-
Коэффициент концентрации нагрузки при расчёте на контактную выносливость Кнβ находим по таблице:
Кнβ=1,14
-
Вспомогательный коэффициент Ка находим по таблице:
Ка=495 мПа1/3 для стальных прямозубых колёс.
Межосевое расстояние аw:
-
Ширина зубчатого венца bw1, bw2:
bw2=ψba*aw=0,4*160=65мм.
bw1=bw2+(5…10)мм=65+5=70 мм.
-
Нормальный модуль зубьев mn:
mn=(0,01…0,02)aw=0,02*1605=3,2
Принимаем mn=3
-
Угол наклона зубьев β косозубых передач:
β=0 т.к прямозубая передача.
-
2.3.10. Суммарное число зубьев zc:
Принимаем zc=105
-
Число зубьев ведущего колеса z1:
Принимаем z1=20
-
Число зубьев ведомого колеса z2:
.
-
Фактическое передаточное число U:
U=z2/z1=4
-
Уточнённое значение угла наклона зубьев β.
β=0.
-
Диаметр делительной окружности ведущего колеса d1:
-
Диаметр делительной окружности ведомого колеса d2:
.
-
2.3.17. Окружная скорость в зацеплении V, м/с:
.
-
Выбираем степень точности из таблицы.
Степень точности равна 8.
-
Проверочный расчёт.
-
Проверочный расчёт на контактную выносливость.
-
Коэффициент учитывающий механические свойства материалов сопряжённых зубчатых колёс zм:
-
Модуль упругости Епр=2,1*105 мПа.
Коэффициент Пуассона μ=0,3
-
Коэффициент учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев zн в полюсе зацепления:
aw=200.
-
Коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий zε
-
Контактные напряжения при расчёте на выносливость:
Kz для прямозубых 430 Н1/2
KH=KHα*KHβ*KHV=1*1,36*1,04=1,41
KHα=1
KHV=1,36 выбирается по таблице.
Погрешность составляет 2,2%, условие выполняется.
-
Проверочный расчет на изгибную выносливость
По графику 8.20 при , находим коэффициенты формы зуба:
и
-
Коэффициент учитывающий угол наклона зуба Yβ:
Yβ=0.
-
Коэффициент распределения нагрузки между зубьями при расчёте на изгиб:
KFα=KHα=1
-
Коэффициент концентрации нагрузки при расчёте на изгиб KFβ:
KFβ=1,04
-
Коэффициент динамической нагрузки при расчёте на изгиб KFV выбирается из таблицы:
KFV=1,04.
-
Напряжение изгиба при расчёте на выносливость:
.
-
Прочность зубьев при однократной перегрузке.
-
Условие контактной прочности при действии максимально однократной нагрузке:
-
Кп=2,2.
-
Максимальные расчётные напряжения:
ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ И ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ
-
Быстроходный вал редуктора
Диаметр выходного конца вала определяем из расчета на кручение.
.
Принимаем.
Для того, чтобы использовать стандартную соединительную муфту согласовываем диаметр выходного конца вала редуктора с валом электродвигателя. Принимаем .
Диаметр под подшипник dп
Выбираем из таблицы по d1
Принимаем 40
Диаметр под колёса dк
Выбираем из таблицы по d1 r=2,5.
Принимаем 50.
Для вычерчивания конструкции:
Длина посадочного конца вала:
Длина ступицы колеса:
Длина промежуточного участка быстроходного вала:
-
Тихоходный вал редуктора
Диаметр выходного конца вала определяем из расчета на кручение
Принимаем и
Диаметр под подшипник dп
Выбираем из таблицы по d2
, Принимаем 45.
Диаметр под колёса dк.
Выбираем из таблицы по d1 r=3.
, Принимаем 55.
Для вычерчивания конструкции:
Длина посадочного конца вала:
Длина ступицы колеса:
Длина промежуточного участка тихоходного вала:
.
Предварительно назначаем для редуктора радиальные шарикоподшипники, лёгкой серии: для быстроходного вала №208, для тихоходного вала №210. Характеристика подшипников приведена в таблице.
№ Подшипника |
d |
D |
B |
C |
C0 |
208 |
40 |
80 |
18 |
23,0 |
17,8 |
210 |
50 |
90 |
20 |
35,1 |
19,8 |
КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОЛЕСА.
Колесо кованное .
-
Диаметр ступицы
.
-
8.2. Длинна ступицы
.
-
8.3. Толщина обода
Принимаем .
-
Толщина диска
.
-
Диаметр центровой окружности
Dотв=0,5(D0+dст)
Dотв=158
dотв=40.
-
Фаска
n=0,5mn=2
-
РАСЧЁТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА.
-
Определяем толщину стенки корпуса редуктора:
-
мм.
Принимаем 8мм т.к. минимальная толщина стенки 8 мм.
-
Толщина верхнего пояса корпуса:
.
-
Толщина нижнего пояса корпуса:
.
-
Толщина рёбер основания корпуса:
.
-
Диаметр фундаментных болтов:
.
-
Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой редуктора:
-
Диаметр болтов соединяющих крышку с корпусом у подшипников:
-
Диаметр болтов для крепления крышек подшипников к корпусу:
-
Диаметр болтов для крепления смотровой камеры редуктора:
-
Диаметр пробки для слива масла из редуктора. Принимаем пробку с резьбой М20.
РАСЧЁТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
-
Выбор предвариетльных значений шага
Принимаем Pц=31,75
Выбираем цепь ПР-31,75-8900,
А=263мм2, Fp=89,0кН, q=5,5 кг/м.
-
Определяем число зубьев
z1min=29-2U=29-2·2,66=23,68. Принимаем 24.
z2min=63,84. Принимаем 64.
-
Назначение межосевого расстояния
а=30·Рц=30·31,75=952,5мм.
-
Определение коэфициента эксплуатации
Кэ=КД·Ка·Кн·Крег·Кс·Креж=1·1·1·1,25·1,5·1=1,875.
-
Определение делительного диаметра звездочки
.
-
Определение окружной силы на звездочках
-
Вычисление условного давления в шарнирах цепи
-
Вычисление делит диаметра большой звездочки
-
Выбор числа звеньев цепи или длинны цепи в шагах
-
Уточняем межосевое расстояние
-
Сила действующая на валы передачи
Н.
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА НА ПРОЧНОСТЬ.
Допускаемая радиальная нагрузка на входном валу.
.
Силы зацепления:
Окружная сила Ft (известна из предыдущих расчётов)
.
Радиальная сила Fr:
.
tgα=200=0,363.
Вычисляем реакции и в опорах вала в вертикальной плоскости.
Вычисляем реакции в опорах вала в горизонтальной плоскости. и .
Вычисляем реакции и в плоскости смещения валов.
Определяем максимальные реакции в опорах:
Определяем изгибающие моменты в характерных точках вала с построением эпюр изгибающих моментов в вертикальной плоскости:
Определяем изгибающие моменты в характерных точках вала с построением эпюр изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:
Определяем изгибающие моменты в характерных точках вала с построением эпюр изгибающих моментов в плоскости смещения валов:
Вычисляем суммарные изгибающие момент
.
.
Напряжение изгиба и кручения
Требование выполняется, следовательно, вал имеет достаточную прочность.
Проверка на усталостную прочность.
Суммарный изгибающий момент
Напряжение изгиба и кручения
Амплитуда изгибающих моментов
Определяем наиболее опасного концентратора напряжений
Коэффициент концентрации напряжения
Предел выносливости
Коэффициент запаса сопротивлению усталости вала по нормальным и касательным напряжениям
Коэффициент запаса сопротивлению усталости вала
Условие выполняется, следовательно, вал имеет достаточную прочность
РАСЧЁТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ.
-
Ведущий вал.
Из предыдущих расчётов Ft=1318,18 H, Fr=438,72H, Fa=0 из первого этапа компоновки l1=50 мм.
Реакция опор:
В плоскости хz
Суммарные реакции:
Эквивалентная нагрузка.
Осевая нагрузка Ра=Fa=0, V=1(вращается внутренне кольцо)
КϬ=1 (Нагрузка спокойная без толчков) Кт=1.
Pэ=0,56*310,22=173,72Н.
Расчётная долговечность, млн. об
Расчётная долговечность, ч.
-
Ведомый вал.
Ft=1284H, Fr=466,38H, Fa=0
Pэ=875,21*1,21=1059H
Расчётная долговечность, млн. об.
Расчётная долговечность, ч.
РАСЧЁТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ.
-
Для быстроходного вала.
На быстроходном валу одна шпонка на выходном конце вала d1=25мм по таблице 8.9 (Чернавский)
bхh=8*7
t1=4
Расчётная длина шпонки
Lp=l-b=50-8=42 мм
Напряжение на смятие
.
-
Для тихоходного вала.
На тихоходном валу 2 шпонки.
Шпонка на выходном конце вала d2=35 мм, по таблице 8.9 (Чернавский)
10х8 t1=5
Расчётная длина шпонки.
Lp=l-b=70-10=60мм.
Напряжение смятия
.
-
Шпонка под колесом.
16х10 t1=6
Расчётная длина шпонки
Lp=l-b=66-16=50мм
.
СМАЗЫВАНИЕ РЕДУКТОРА.
Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масленую ванну редуктора.