Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Детали машин. 15

Оглавление

Задание на курсовой проект __________________________ I

Выполнение курсового проекта _______________________ II

Проектирование клиноремённой передачи ______________ III

Проектирование редуктора ___________________________ IV

Список используемой литературы _____________________ V

I. Исходные данные на курсовой проект.

Кинематическая схема: рисунок 1

Параметры:

P_вых.= 2,3 кВт.

Режим работы: С(Р)-средний равновероятностный режим нагрузки.

Срок службы: 3 года.

Разработать чертёж большего шкива.

Параметры:

n_вых.= 45 об/мин.

U_ред.= 12.

Первая ступень редуктора косозубая.

Число смен работы: 1 смена.

В курсовом проекте требуется:

1.В расчётной части:

спроектировать клиноремённую передачу

привести краткие сведения о назначении, устройстве, достоинствах и недостатках передачи

определить потребную мощность привода и подобрать электродвигатель

определить передаточное число и частоту вращения шкивов

по передаваемой мощности определить сечение ремня

определить диаметры меньшего и большего шкивов, вычислить угол обхвата меньшего шкива

определить расчётную длину ремня и подобрать ремень стандартной длины

определить расчётную мощность передачи приходящуюся на один ремень

определить число ремней в передаче

определить уточнённое межосевое расстояние передачи

определить начальное натяжение ветви одного ремня

определить давление на валы клиноремённой передачи

вычислить ресурс передачи

разработать рабочий чертёж большого шкива

привести кинематическую схему привода

распределить общее передаточное число редуктора по ступеням и для каждой ступени определить передаваемую мощность, частоту вращения и вращающий момент

выбрать материалы для деталей зубчатых передач и установить допускаемые напряжения в зависимости от термообработки

провести расчёт передач редуктора на контактную прочность и на изгиб, определив их размеры

определить силы действующие в зацеплениях и показать их на схеме редуктора

выполнить компоновочный эскиз и провести расчёт промежуточного вала на сложное сопротивление

провести выбор подшипников качения для рассчитываемого вала редуктора

подобрать размеры поперечных сечений шпонок и провести расчёт шпонок на смятие

выполнить расчёт промежуточного вала на выносливость

привести описание системы смазки зубчатых колёс и подшипников; выбрать тип уплотнения

определить количество масла необходимое для смазки зацепления

выполнить расчёт основных размеров корпуса и крышки редуктора

провести выбор посадок основных деталей редуктора

2. В графической части:

выполнить сборочный чертёж редуктора

выполнить рабочий чертёж зубчатого колеса

выполнить рабочий чертёж вала-шестерни

выполнить рабочий чертёж сквозной крышки подшипника

выполнить рабочий чертёж большего шкива

II. Выполнение курсового проекта

Кинематический расчёт и выбор электродвигателя.

Определение К.П.Д., выбор электродвигателя.

Согласно рекомендациям(2,с3) принимаем К.П.Д. клиноремённой передачи

η₁₂= η_рп= 0,96,

η₃₄=0,98,

η₅₆=0,98.

Общий К.П.Д. привода:

η_пр=η₁₂∙η₃₄∙η₅₆=0,96∙0,98∙0,98=0,922.

Требуемая мощность электродвигателя:

2,49 кВт

В соответствии с табл.(2,с4) выбираю электродвигатель серии 4А1004У3;

с синхронной частотой вращения n_эл=1435 об/мин, мощностью Р_эл.=3,0 кВт.

Таблица 1.

Тип двигателя

Мощность

Р₁, кВт

Асинхронная частота вращения n₁, об/мин

Отношение вращательного момента к номинальному

Максимального

пускового

минимального

4А1004У3

3,0

1435

2,2

2,0

1,6

Определение передаточных отношений.

Передаточное отношение привода:

31,89

U₁₂=U_рп=

U_пр=U₁₂∙U_p;

U_р=U₃₄∙U₅₆;

Согласно рекомендациям таблицы 1.4(2.с8), принимаю U_т=U₅₆=4, следовательно

;

Таблица 2.

U₁₂

U₃₄

U₅₆ U_пр

2,66

4 31,89

3. Определение расчётных параметров для ступеней привода.

Р_I=P_эл=3 кВт;

n_I=n_эл=1435 об/мин;

Н∙м;

Р_II=P_I∙η₁₂=3∙0,96=2,88 кВт;

n_II=n_I/U₁₂=1435/2,66=539 об/мин;

Н∙м;

Р_III=P_II∙η₃₄=2,88∙0,98=2,82 кВт;

n_III=n_II/U₃₄=539/3=180 об/мин;

Н∙м;

Р_IV=P_III∙η₅₆=2,82∙0,98=2,76 кВт;

n_IV=n_III/U₅₆=180/4=45 об/мин;

Н∙м;

Проверка:

Н∙мрасчёты выполнены правильно;

По полученным расчётным данным составим таблицу.

Таблица 3.

Номер вала	Р, кВт	n, об/мин	Т, Нм
I	3	1435	19,97
II	2,88	539	51,03
III	2,82	180	149,6
IV	2,76	45	585,7

III. Расчёт клиноремённой передачи.

Краткие сведения о клиноремённой передаче

Клиноремённая передача предназначена для передачи механической энергии на расстояние, как правило с преобразованием скоростей и моментов. Она состоит из ведущего и ведомого шкивов и ремня, надетого на шкивы с натяжением и передающего окружное усилие с помощью трения.

Возможны передачи с двумя или тремя ведомыми шкивами.

Достоинство передачи:

возможность передачи движения на средние расстояния

плавность работы смягчение толчков, бесшумность

возможность работы с высокими частотами вращения

малая стоимость.

Недостатки передачи:

-значительные габариты

-неизбежность некоторого скольжения ремня

-повышенные силы на валы и опоры, т.к. суммарное натяжение обоих ветвей ремня существенно больше передаваемой окружной силы

-необходимость устройств для натяжения ремня в передачах с малым межосевым расстоянием

-необходимость предохранения ремня от попадания масла

-малая долговечность ремней в быстроходных передачах.

По номограмме, в зависимости от частоты вращения меньшего шкива

1435 об/мин и передаваемой мощности 3 кВт, принимаем сечение клинового ремня А, согласно графика 3.3(3.с6)

2. Значение диаметра меньшего шкива является стандартным и изменению не подлежит, размер меньшего шкива принимаем из таблицы 5(3.с9).

Принимаем диаметр меньшего шкива равным d₁=100 мм,

и номинальную мощность Р_о=3кВт,

тогда d₂=2,66*100=266мм,

где d₂=U₁₂*d₁

Согласно табл.7(3.с12) принимаю стандартное значение диаметра d₂=280мм

Угол обхвата определяю по формуле

, где а - ориентировочное значение межосевого расстояния.

Согласно табл.9(3.с13) принимаю а=d₂=280мм, т.к. U₁₂=2,663

3. Определим окружную скорость ремня клиноремённой передачи:

м/с.

Согласно таблицы 10 [3, стр.13] принимаем значение коэффициента угла обхвата ремня С_α=0,90.

Так как число смен по заданию равно 1, а режим работы С(Р), то по таблице 3 [3, стр.5] принимаем значение коэффициента динамической нагрузки С_Р=1,1.

5. Длину ремня L_P определим по формуле:

По таблице 2 [3, стр.4] принимаем значение L_P=1250 мм.

По таблице 11 [3, стр.14] принимаем значение коэффициента длины ремня C_L=0,96.

Мощность, передаваемая одним клиновым ремнём:

кВт.

Где - коэффициент угла обхвата, по табл.10(3.с13) принимаю =0,92

Так как Р_Р<Р_I , то определим число ремней в комплекте по формуле:

где С_Z – коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте.

По таблице 12 [3, стр.15] принимаем значение коэффициента C_Z=0,95.

В этом случае число ремней будет равно:

, принимаем число ремней в комплекте Z=3

Определим уточнённое межосевое расстояние а по формуле:

Определим давления на валы клиноремённой передачи по формуле:

где F₁ и F₂ – силы, действующие соответственно на вал двигателя и на входной вал редуктора;

z – число ремней в передаче;

α – угол обхвата малого шкива;

S₀ - начальное натяжение ветви одного ремня.

θ- коэффициент учитывающий уменьшение натяжения ремня от центробежной силы, по табл.13(3.с18).

θ = 0,1 Н∙с²/м²

После вычислений получаем:

S₀=135,6Н;

F₁=F₂=2*3*135,6*sin143,4⁰/2=429,85Н

IV. Расчёт зубчатых передач редуктора.

По табл.2.9(с.18) принимаем

Для изготовления зубчатых колёс выбираем марку стали 40Х

по табл. 2.2

НВ₃=НВ₅=300

НВ₄=НВ₆=270

НВ₅-НВ₆=300-270=30

НВ₃-НВ₄=300-270=30

Базовое число циклов нагружения

N_но3=N_но5=25∙10⁶

N_но4=N_но6=16∙10⁶

Рассчитаем число циклов переменного напряжения.

Суммарное время работы привода, в часах:

t_Σ=L_год∙300∙8∙С,

где L_год=3 года – срок службы,

С=1 – число смен.

t_Σ=3∙300∙8∙1=432000мин = 0,432∙10⁶ час

Суммарное число циклов перемены напряжения для зубчатых колёc определяется

из выражения:

N_Σi=60t_Σn_i,

где n_i – частота вращения i-го зубчатого колеса, об/мин.

N_III=0,432∙10⁶∙539=232,8∙10⁶ циклов;

N_IV=0,432∙10⁶∙180=77,76∙10⁶ циклов;

N_IV= N_V=77,76∙10⁶ циклов

N_VI=0,432∙10⁶∙45=19,44∙10⁶ циклов.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений:

При расчёте на контактную выносливость

;

при расчёте на изгибную выносливость

Согласно таблице 2.4 [16/5/2, стр.12] принимаем коэффициент приведения режима с переменной нагрузкой для расчёта на контактную выносливость K_HE=0,25, K_FE=0,14.

Получим:

Согласно таблицы 2.2 [16/5/2, стр.9] выбираем материалы для зубчатых колёс.

Для шестерни 3 – сталь 40Х, термообработка – улучшение, твёрдость НВ 300.

Для шестерни 5 – сталь 40Х, термообработка – улучшение, твёрдость НВ 300.

Для колеса 4 – сталь 40Х, термообработка – улучшение, твёрдость НВ 270.

Для колеса 6 – сталь 40Х, термообработка – улучшение, твёрдость НВ 270.

По графику на рис. 2.1. [16/5/2, стр.12] определяем базовые числа циклов перемены напряжений N_HO.

циклов;

циклов.

Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба при неограниченном ресурсе передачи рассчитаем по формулам

и .

Рассчитаем допускаемые напряжения по формулам:

Получим:

мПа;

мПа,

Согласно таблицы 2.9 [16/5/2, стр.18] выбираем коэффициент ширины зубчатых колёс передач :

Рассчитаем предварительное значение межосевых расстояний по формуле:

;

Получаем:

Согласно ГОСТ 6636-69(СТ СЭВ 514-77) (таблица 3.2 [16/5/2, стр.22]) принимаем значения межосевых расстояний:

Рассчитаем ширину колёс и шестерён.

Ширина колёс:

Ширина шестерён:

Определим ориентировочное значение модуля по формуле:

m=(0.01…0.02)a

Получим ориентировочные значения модуля:

m₅₆=(0.01…0.02)*160=(1.6…3.2) мм

Согласно таблицы 3.3 [16/5/2, стр.22] принимаем

m₅₆=2мм

m₃₄=(0.01…0.02)*100=(1…2)мм

согласно табл. 3.3(16/5/2,стр.22) принимаем

m₃₄=2мм

Рассчитаем суммарное число зубьев и угол наклона зуба.

Для прямозубых зубчатых колёс β=0:

;

Проверка:

- процент ошибки равен 0%.

Для косозубых зубчатых передач:

Принимаем угол наклона зубьев .

Получим:

;

Принимаем значение

Проверка:

- процент ошибки равен 0%.

Проверка зубьев ведомых колёс на выносливость при изгибе.

Должно выполняться условие:

для прямозубых колёс

для косозубых колёс

Согласно таблицы 3.4 [16/5/12, стр.25] принимаем значение коэффициента

условие выносливости выполняется.

Коэффициент, учитывающий наклон зубьев:

условие выносливости выполняется.

Проверка на выносливость при изгибе зубьев шестерён.

Должно выполняться условие:

(согласно таблицы 3.4 [16/5/2, стр.25])

условие выносливости выполняется.

Определение основных параметров зубчатого зацепления.

Диаметры делительных окружностей:

косозубых колёс

прямозубых колёс

Диаметры окружностей вершин:

Диаметры окружностей впадин:

Силы, действующие в зацеплении

Окружные силы:

Радиальные силы:

для косозубых колёс

;

для прямозубых колёс

;

Осевые силы:

;

Конструктивные размеры зубчатых колёс редуктора.

Шестерня быстроходной ступени:

Шестерню быстроходной ступени выполняем за одно целое с валом.

Её размеры:

Колесо быстроходной ступени.

Колесо кованное. Его размеры:

диаметр ступицы: ;

принимаем диаметр ступицы ;

Длина ступицы: ;

Принимаем ;

Толщина обода: ;

Принимаем толщину обода ;

Толщина диска: ;

Принимаем толщину диска .

Диаметр отверстия d_отв=0,25(D_o-d_ст)=0,25(129-56)=18,25мм

D_o=d_f4-2d_o4=145-2*8=129мм

Принимаем d_отв=20мм

Шестерня тихоходной ступени.

Колесо тихоходной ступени.

Колесо кованное. Его размеры:

диаметр ступицы: ;

принимаем диаметр ступицы ;

Длина ступицы: ;

Принимаем ;

Толщина обода: ;

Принимаем толщину обода ;

Толщина диска: ;

Принимаем толщину диска .

Диаметр отверстий в диске:

где

принимаем

Фаска на зубьях:

Предварительный расчёт валов редуктора.

1. Ориентировочные диаметры валов:

1.1. Быстроходный вал (входной)

принимаем диаметр вала

принимаем диаметр вала под подшипники

диаметр вала под шестерню:

принимаем диаметр вала под шестерней

1.2. Тихоходный вал (выходной)

принимаем диаметр вала

принимаем диаметр вала под подшипники

диаметр вала под шестерню:

принимаем диаметр вала под шестерней

1.3. Промежуточный вал

принимаем диаметр вала

принимаем диаметр вала под подшипники

диаметр вала под шестерню:

принимаем диаметр вала под шестерней

2. Выбор подшипников.

2.1. Принимаем подшипники средней серии:

Вал.	Серия подшипника.	Диаметр внутренней обоймы d, мм	Диаметр внешней обоймы D, мм	Ширина обойм подшипника В, мм	Динамическая грузоподъёмность С, кН	Статическая грузопдъёмность С₀, кН
Входной вал	36306	30	72	19	21,6	14,8
Промежуточный вал	36306	30	72	19	21,6	14,8
Выходной вал	36311	55	120	29	54,9	41,8

2.2. Проверка долговечности подшипников.

Проверку производим по наиболее нагруженной опоре.

Как видно из рисунка, наиболее нагруженной опорой является опора «А» промежуточного вала, поэтому по ней ведём дальнейшие расчёты.

Вычисляем отношение осевой нагрузки F_a4к статической грузоподъёмности намеченного ранее шарикоподшипника серии 36306.

Согласно таблицы П.4[стр.229]

е=0,22, Y=1,99

Поскольку F_a/F_r=351,72/865,19=0,41>е, то принимаем Х=0,56.

Определим эквивалентную нагрузку по формуле:

, где

- соответственно коэффициент безопасности и температурный коэффициент.

Т.к. редуктор работает при

То К_t=1

Соглаcно таб. ;

Так как в подшипнике вращается внутреннее кольцо, то коэффициент V=1.

Получаем:

Вычислим долговечность подшипника:

млн.об.

долговечность подшипника в часах:

Такая долговечность больше требуемой , значить данные подшипники удовлетворяют условиям эксплуатации редуктора.

3. Проектный расчёт промежуточного вала.

3.1. Составим схему сил, действующих в вертикальной плоскости

3.2. Определим реакции опор.

Пусть

3.3. Составим схему сил, действующих в горизонтальной плоскости

3.4. Определим реакции опор.

3.5. Определим значения изгибающих моментов под силами

в вертикальной плоскости

3.6. Определим значения изгибающих моментов под силами

в горизонтальной плоскости:

3.7. Найдём наибольшее значение суммарного изгибающего момента по формуле:

3.8. Подсчитаем эквивалентный момент:

3.9. Определим диаметр вала в рассматриваемом сечении:

где

Принимаем диаметр вала в сечении I-I d_I=35 мм;

В сечении II-II d_II=40 мм.

Проверка прочности шпоночных соединений.

Допускаемые напряжения сжатия

Напряжение сжатия и условие прочности:

Условие прочности на срез:

4.1. Проверяем шпонку на входном конце быстроходного вала:

Момент на валу: ;

Диаметр вала в этом месте

Длина посадочного участка

Сечение и длина шпонки b×h×l=10×8×36

Глубина паза t₁=5,0 мм.

L_p=l-b=36-10=26

4.2. Проверяем шпонку под зубчатым колесом промежуточного вала.

Момент на валу: ;

Диаметр вала в этом месте

Длина посадочного участка l=(1.2…1.5)d

Сечение и длина шпонки b×h×l=10×8×36

Глубина паза t₁=5,0 мм.

L_p=l – b = 36 – 10 = 26мм

4.3. Проверяем шпонку под зубчатым колесом тихоходного вала.

Момент на валу: ;

Диаметр вала в этом месте

Длина посадочного участка

Сечение и длина шпонки b×h×l = 18×11×60

Глубина паза t₁=7,0 мм.

L_p=l – b = 60 – 18 = 42мм

4.4. Проверяем шпонку на выходном конце тихоходного вала.

Момент на валу: ;

Диаметр вала в этом месте

Длина посадочного участка

Сечение и длина шпонки b × h × l = 16 × 10 × 50

Глубина паза t₁=6,0 мм.

L_p= l – b = 50 – 16 = 34мм

Расчёт корпуса редуктора.

Толщина стенки основания корпуса

Толщина стенки крышки корпуса

Толщина ребра в основании

Диаметр стяжного болта принимаем

Толщина фланца по разъёму

Диаметр фундаментного болта

Ширина пояса жесткости (фланца)

Диаметр болтов крышек подшипников

Расчёт шкива.

Из расчёта клиноременной передачи расчётный диаметр шкива

По таблице 7 [3, стр.11] получаем

По таблице 8 [3, стр.13] получаем

внутренний диаметр ступицы шкива

внешний диаметр ступицы

принимаем диаметр ступицы

Для облегчения шкива в диске шкива предусмотрим 4 отверстия.

Вычислим диаметр отверстий в шкиве, а также межосевое расстояние между отверстиями.

Диаметр отверстий в шкиве:

межосевое расстояние между отверстиями:

D_отв.=0,5(D_o+d_ст)=140,5 мм.

Шкив изготавливаем из чугуна марки СЧ-18 ГОСТ 1412-79.

Предельные отклонения расчетных диаметров шкива d_p-по b11; наружных диаметров d_l-по h11/

Предельные отклонения остальных размеров обрабатываемых поверхностей: отверстий – по H14; валов – по h14.

Выбор сорта масла.

Смазывание зубчатого зацепления производим окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм.

Объём масляной ванны.

V=0,25х0,62=0,155 дм³ .

Принимаем масло индустриальное И-30Л (ГОСТ 20799-78). Камеры подшипников заполняем пластичным материалом УТ-1.

Список используемой литературы:

1.«Рабочая программ и задание на курсовой проект»

Издательский центр РГОТУПС. Москва .2002г

2.«Расчет зубчатых передач редукторов. Часть4»

типографии ВЗИИТа. Москва.1985г

3.«Методические указания по выполнению контрольной работы. Часть 3.» типография ВЗИИТа Москва. 1985г

4.«Конструирование редуктора. Проектирование привода общего назначения. Часть7.» типография ВЗИИТа. Москва.1986г

5.С.А.Чернавский. «Курсовое проектирование деталей машин» Москва «Машиностроение» 1987г

6.«Компоновка редуктора» Часть 6. типография ВЗИИТаМосква. 1987г

Содержание

стр.

Кинематическая схема и исходные данные 2

Выбор электродвигателя 4

Расчет параметров ступеней привода 5

Расчёт клиноремённой передачи 6

Определение сечения ремня 6

Определение размеров шкивов 6

Определение межосевого расстояния 7

Уточнённое значение межосевого расстояния 7

Определение силы натяжения ремня 8

Определение геометрических размеров шкивов 8

Расчет редуктора 8