Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Допуски и посадки гладких цилиндрических соединений

Содержание

стр

Введение……………………………………………………………………….......

1Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода……….………...

Определение передаточного числа редуктора и его ступеней……….........
Определение кинематических параметров редуктора……………………...

2 Расчет передачи с гибкой связью…………………………………………........

3 Расчет зубчатых колес редуктора…….…………………………………….. .

3.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений для

зубчатого колеса и шестерни..………………………………………………….

3.2 Проектный расчет …………………………………………………………...

3.3 Определение геометрических параметров ………………………...……....

3.4 Расчет сил, действующих в зацеплении…….……………………………...

3.5 Проверочный расчет ………………………………………………………...

4 Проектный расчет валов…....…………………………………………………

4.1 Выбор материала валов…………………………………………………...…

4.2 Выбор допускаемых контактных напряжений на кручение……………...

4.3 Определение геометрических параметров быстроходного вала…………

4.4 Определение геометрических параметров тихоходного вала………….…

4.5 Предварительный выбор подшипников……………………………………

5 Определение реакций опор……………………………………………………

5.1 Быстроходный вал…………………………………………………………...

5.2 Тихоходный вал……………………………………………………………...

6 Проверочный расчет подшипников…………………………………………..

6.1 Быстроходный вал…………………………………………………………...

6.2 Тихоходный вал……………………………………………………………...

7 Выбор стандартной муфты…………………………………………………....

8 Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений…..………………...

9 Выбор смазочных материалов………………………………………………...

10 Расчет элементов крышки редуктора…………………………………….…

Заключение………………………………………………………………………

Литература…………………….…………………………………………...….....

КП.08735 з

Изм

Лист

№ докум.

Подп

Дата

Разраб.

Котегов А.А

Привод барабанного смесителя

Литера

Лист

Листов

Пров.

Похотина И.Н

ИГАСУ гр. МОП-41з

~~Утв.~~

Утв.

ВВЕДЕНИЕ

Одним из важнейших факторов научно-технического прогресса, способствующих скорейшему совершенствованию общественного производства и росту его эффективности, является проблема повышения уровня подготовки специалистов.

Решению этой задачи способствует выполнение курсового проекта по «Деталям машин», базирующегося на знаниях физико-математических и общетехнических дисциплин: математики, механики, сопротивления материалов, технологии металлов, черчения.

Объектом курсового проектирования является одноступенчатый редуктор-механизм, состоящий из зубчатой передачи, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом.

Редуктор проектируется по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения, что характерно для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.

ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Определение требуемой мощности электродвигателя по формуле [1]

P_вх(1)=P_вых/ (1.1)

где - мощность на выходном валу, кВт;

- коэффициент полезного действия привода.

(1.2)

где - коэффициенты полезного действия цепной передачи, закрытой цилиндрической передачи, муфты и подшипников соответственно.

По справочным таблицам [1] выбираем

P_вх(1)=10·10³/0,885=11,299·10³ Вт

Выбираем электродвигатель по условию [1]

P_дв >P_вх(1) (1.3)

где - мощность стандартизированного электродвигателя, кВт.

Выбираем по [1] электродвигатель серии 4А, закрытый обдуваемый, марки 180M8, с номинальной частотой вращения 750 об/мин, номинальной мощностью P_дв =15кВт.

1.1 Определение передаточного числа редуктора и его ступеней

Общее передаточное число U_общвычисляем по формуле [1]

U_общ= n₁/ n₂ , (1.4)

где n₁ – частота вращения двигателя

n₂- частота вращения выходного вала

U_общ = 730/ 50 =14,6

U_общ= U_ц.п.* U_ред. * U_м (1.5)

где U_ред – передаточное число редуктора;

U_ц.п– передаточное число клиноременной передачи, U_рп =4 [1];

U_м– передаточное число муфты, U_м =1

Из формулы (1.5) выражаем U_ред

U_ред= U_общ/ U_р.п. * U_м, (1.6)

U_ред= 14,6/41=3,65

Выбираем передаточное число редуктора из стандартного ряда передаточных чисел[1]

U_ред= 4

Определение кинематических параметров редуктора

Частота вращения звёздочки определиться

n_дв= n_з =730 об/мин (1.7)

Частота вращения быстроходного вала n₁,об/мин определится по формуле[1]

n₁= n_з/ U_ц.п, (1.8)

n₁= 730/ 4=182,5 об/мин

n₂= n_вых=50 об/мин

Угловая скорость звёздочки ω_з, рад/с, определится по формуле [1]

ω_з=π n_з/30, (1.9)

ω_з=3,14

730/30=76,4 рад/с

Угловая скорость быстроходного вала ω₁, рад/с, определится по формуле [1]

ω₁=π n₁/30, (1.10)

ω₁=3,14

182,5/30=19,10 рад/с

Угловая скорость тихоходного вала ω₂, рад/с, определится по формуле [1]

ω₂=π n₂/30, (1.11)

ω₂=3,14

50/30=5,23 рад/с

Крутящий момент шкива T_з, Нм, определится по формуле [1]

T_з=Р_дв /ω_з , (1.12)

T_з=15000/76,4=196,3 Н

Крутящий момент на входном валу T₁, Нм, определится по формуле [1]

T₁= T_з U_р.п η_р.п η_подш, (1.13)

T₁=196,3

40,950,99=738,5 Нм

Крутящий момент на выходном валу T₂, Нм, определится по формуле [1]

T₂= T₁ U_ред η_ред η_подш, (1.14)

T₂=738,5

40,970,99=2836,73 Нм

2. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ С ГИБКОЙ СВЯЗЬЮ

Диаметр ведущего шкива d₁, мм, определяем по формуле [1]

d₁≈ 3-4, (2.1)

d₁≈ 3-4

=176-231,44 мм

По найденному значению подбираем диаметр шкива из стандартного ряда [1]

d₁=224 мм

Диаметр ведомого шкива d₂, мм, определяем по формуле [1]

d₂= d₁ U_р.п(1–ε), (2.2)

где ε–относительное скольжение ремня, ε=0,015 [1].

d₂= 224

4(1–0,015)=882,56 мм

По найденному значению подбираем диаметр шкива из стандартного ряда [1]

d₂=900 мм

Определяем фактическое передаточное число U’_р.п открытой передачи [1]

U’_р.п = d₂/ d₁(1– ε), (2.3)

U’_р.п = 900/ 224

(1– 0,015)=4,08

Отклонение передаточного числа

U_р.п= (U’_р.п – U_р.п)/ U_р.п100%% (2.4) U_р.п= (4,08 – 4)/ 4100%=2% % – условие выполнено.

Межосевое расстояние а, мм, определится по формуле [1]

а=0,55( d₁+d₂), (2.5)

а=0,55( 224+900)=800 мм

Угол обхвата малого шкива , град, определится по формуле [1]

α₁=180⁰ – 57( d₂– d₁)/а, (2.6)

α₁=180⁰ – 57( 900– 224)/823=165,6⁰

Длина ремня L, мм, определится по формуле [1]

L= 2a+0,5( d₁+d₂)+( d₂ – d₁)² /4а, (2.7)

L= 2

800+0,53,14( 224+900)+( 900– 224)² /4*800=3550 мм

Скорость ремня v, м/с, определится по формуле [1]

v=0,51000, (2.8)

v=0,5

1000=8,55 м/с

Число ремней Z,определяется по формуле[1]

Z=15 (2.9)

Окружная сила F_t , Н, определится по формуле [1]

F_t= P_дв/v, (2.10)

F_t= 11000/14,65=750 Н

Предварительное натяжение ремня F_o, Н, определится по формуле [1] F_o=850(2.16)

F_o=529

Натяжение ведущей ветви ремня F₁, Н, определится по формуле [1]

F₁= F_o+0,5 F_t , (2.17)

F₁= 766,6+0,5 750= 1141,8 Н

Натяжение ведомой ветви ремня F₂, Н, определится по формуле [1]

F₂= F_o–0,5 F_t , (2.18)

F₂=766,8– 0,5

750 = 391,8 Н

Напряжение от силы натяжения ведущей ветви ремня σ₁, Н/мм², опреде-лится по формуле [1]

σ₁= F₁/b δ, (2.19)

σ₁=1141,8 /71

6=2,68 Н/мм²

Напряжение от центробежной силы σ_v, Н/мм² ,определится по формуле [1]

σ_v=ρv²10^-6, (2.20)

где ρ – плотность ремня, ρ=1200 кг/м³ [1].

σ_v=1200

14,65²10^-6=0,257 Н/мм²

Напряжение изгиба σ_и, Н/мм² ,определится по формуле [1]

σ_и=Е_и δ/d₁, (2.21)

где Е_и=150 Н/мм² для резиновых ремней [1].

σ_и=150

6/280=3,2 Н/мм²

Максимальное напряжение σ_max, Н/мм², определится по формуле [1]

σ_max= σ₁+ σ_и+ σ_v (2.22)

σ_max= 2,68+3,2 +0,257=6,137 Н/мм²

Проверим выполнение условия

σ_max≤ 7 Н/мм² (2.23)

6,137 Н/мм² ≤ 7 Н/мм² – условие выполнено.

Число пробегов за секунду λ определится по формуле [1]

λ= v/L, (2.24)

λ= 14,65/6,04= 2,42

Коэффициент С_u, учитывающий влияние передаточного отошения U_отк.п определится по фрмуле [1]

С_u≈ (2.25)

С_u≈=1,66

Долговечность ремня Н_о, ч, определится по формуле [1]

Н_о= , (2.26)

где =1 при постоянной нагрузке [1];

≤ 7 [1].

Н_{о =}

Нагрузка на валы передачи , Н, определится по формуле [1]

(2.27)

3. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА

3.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатого колеса и шестерни

Выбираем марку стали для шестерни: Сталь 45, термообработка – улучшение, твердость HB₁230; для колеса выбираем Сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ₂ 200 [1]

Предел контактной выносливости шестерни , Н/,определится по формуле [1]

, (3.1)

σ_{H lim
b1} =2 * 230 + 70=415 Н/

Предел контактной выносливости колеса , Н/, определится по формуле [1]

, (3.2)

σ_{H lim
b2} =2 * 200 + 70=360 Н/

Допускаемое контактное напряжение для шестерни [, Н/,опре-делится по формуле [1]

[=, (3.3)

где – коэффициент долговечности шестерни, [1];

– коэффициент безопасности, =1,75 [1].

[=530*1/1,75=237 Н/

Допускаемое контактное напряжение для колеса [, Н/, опреде-лится по формуле [1]

[=, (3.4)

где – коэффициент долговечности колеса, [1].

[=470*1/1,75=206 Н/

Среднее допускаемое контактное напряжение [, Н/, определит-ся по формуле [1]

[=0,45[), (3.5)

[

=0,45(481.8+427.2)=410 Н/

Проверим выполнение условия

[≤1,23[, (3.6)

где [= [.

410 (Н/) ≤ 1,23427.2=525,45 Н/– условие выполнено.

3.2 Проектный расчет

Межосевое расстояние , мм, определится по формуле [1]

(3.7)

где – вспомогательный коэффициент, =43 [1];

–коэффициент величины зуба по межосевому расстоянию, =0,4[1];

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, 1,25 [1].

Полученное значение межосевого расстояния округляем по [1] до ближайшего стандартного значения =355 мм.

Модуль зацепления m, мм, определяем по формуле [1]

m_n=(0,01÷0,02), (3.8)

m_n=(0,01÷0,02)

355=3,55÷7,1мм

Выбираем модуль из стандартного ряда [1] m_n=4 мм

Число зубьев шестерни определится по формуле [1]

(3.9)
где –угол наклона зубьев, град, =10⁰ [1].

Принимаем =35

Число зубьев колеса определится по формуле [1]

= z₁ U_ред, (3.10)

= 354=140

Принимаем =132

Уточняем значение угла наклона зубьев , град, по формуле [1]

(3.11)

=9,627^o

Фактическое передаточное число U_ф определится по формуле [1]

U_ф= (3.12)

U_ф=

Проверим выполнение условия

(U_ф–U_ред/U_ф)100%2,5% (3.13)

(4–4/4)

100% = 0%2,5% – условие выполнено

Окружная скорость колес определяется по формуле [1]

(3.14)

Назначаем 8 степень точности по[1].

3.3 Определение геометрических параметров

Делительный диаметр шестерни , мм, определится по формуле [1]

(3.15)

Делительный диаметр колеса , мм, определится по формуле [1]

(3.16)

Диаметр окружности вершин зубьев шестерни , мм, определится по формуле [1]

(3.17)

мм

Диаметр окружности вершин зубьев колеса , мм, определится по формуле [1]

(3.18)

мм

Диаметр окружности впадин зубьев шестерни , мм, определится по формуле [1]

= (3.19)

Диаметр окружности впадин зубьев колеса , мм, определится по формуле [1]

= (3.20)

Высота головки зуба , мм, определится по формуле [1]

=m (3.21)

=4 мм

Высота ножки зуба , мм, определится по формуле [1]

=1,25m (3.22)

=1,254=5 мм

Высота зуба h, мм, определится по формуле [1]

h=2,25m (3.23)

h=2,254=9 мм

Ширина венца колеса , мм, определится по формуле [1]

(3.24)

мм

Ширина венца шестерни , мм, определится по формуле [1]

(3.25)

мм

3.4 Силы в зацеплении

Окружная сила , Н, определится по формуле [1]
==, (3.26)

Радиальная сила F_r , Н, определится по формуле [1]

, (3.27)

Осевая сила F_a , Н, определится по формуле [1]

, (3.28)

3.5 Проверочный расчет

Проверим межосевое расстояние , мм, по формуле [1]

(3.29)

Коэффициент , учитывающий динамическую нагрузку и неравномерность распределения нагрузки между зубьями колеса, определится по формуле [1]

, (3.30)

где – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, =1,09[1];

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, =1,165 [1];

– динамический коэффициент =1 [1].

K_H=1,09*1,165*1=1,27

Проверим контактное напряжение , Н/, по формуле [1]

(3.31)

условие выполнено

Проверим передачу на процент недогруза, %, по формуле [1]

( 3.32)

Недогруз в пределах 10% - условие выполняется.

Проверим зубья на выносливость по напряжению изгиба , Н/, по формуле [1]

[, (3.33)

где коэффициент концентрации нагрузки, 1,23[1];

коэффициент динамичности, =1,1 [1];

коэффициент, учитывающий форму зуба, =3,73; =3,6 [1];

коэффициент компенсации погрешности, =0,93 [1];

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, =0,89 [1].

Проверку производим для колеса, т.к. выполняется неравенство [1]

[]/<[]/ (3.34)

206/3,6=57,2 < 237/3,73=63,5

71 Н/ 206 Н/ условие выполняется

4. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

4.1 Выбор материала валов

Принимаю материал валов сталь 45.

4.2 Выбор допускаемых контактных напряжений на кручение

Принимаю по [2] для быстроходного вала [τ_к]^I=16 Н/мм², для тихоходного вала [τ_к]^II=19 Н/мм²

4.3 Определение геометрических параметров быстроходного вала

Диаметр под шкив d₁, мм, определится по формуле [2]

(4.1)

Принимаем d₁=60по[2]

Диаметр под подшипник d₂, мм, принимаем d₂=65 мм по [2]

Диаметр под шестерню d₃, мм

(4.2)

Допуски и посадки гладких цилиндрических соединений 📙 Курсовая → 🆔 75842