Проектирование редуктора согласно схеме и данным

ПРИВОД.cdw

СХЕМА РАСПОЛОЖЕНИЯ БОЛТОВ
КРЕПЛЕНИЯ РАМЫ К ФУНДАМЕНТУ
СХЕМА РАСПОЛОЖЕНИЯ БОЛТОВ КРЕПЛЕНИЯ
ЭЛЕМЕНТОВ ПРИВОДА К РАМЕ
Непараллельность осей звёздочек не более 0.8 мм. на длине 100 мм.
Привод обкатать без нагрузки в течение не менее 1 часа.
Стук и резкий шум не допускается.
После обкатки масло из редуктора слить и залить масло
индустриальное И-40А ГОСТ 20799-75 количестве 2.2 л.
Ограждение условно не показаны. Ограждение цепной предачи
и муфты установить и окрасить в оранжевый цвет.
Техническая характеристика.
Ось выходного вала редуктора

деталировка.frw

Радиусы закруглений - 3 мм.
Неуказаные предельные отклонения размеров: охватываемых -h14
Точность зубчатого колеса в соотвествии с ГОСТ 1643-81
Неуказанные радиусы закруглений - 1
мм.литейные уклоны 3'
Неуказанные граничные отклонения размеров:
Проф.зуба по ГОСТ591-69
Класс точн. по ГОСТ591-69
Торцовое биение зубч.венца
Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Формовочные уклоны —3
литейные радиусы - 3-5 мм
Неуказанные предельные отклонения размеров:
охватываемых— охватывающихH 14;
Сталь 40ХН ГОСТ 4543-71

сборка.cdw

Технические характеристики:
Частота вращения на входе редуктора
Частота вращения на выходе редуктора
Общее передаточное отношение
Мощность на выходе редуктора
Поверхности соединения "корпус-крышка" перед
сборкой покрыть уплотнительной пастой.
После сборки редуктора валы должны провора-
без стуков и заеданий.
Редуктор обкатать по 10-15мин. на всех режи-
КП. 36.01.03.01.200.
Залить масло индустриальное И-30А
Подшипники смазать литолом 24

Записка.doc

Во всех отраслях народного хозяйства производственные процессы осуществляются машинами и аппаратами. Поэтому уровень народного хозяйства в большой степени определяется уровнем машиностроения.
Задача конструктора состоит в том что руководствуясь соображениями технической целесообразности проектируемой машины уметь использовать инженерные методы расчета позволяющие обеспечивать достижение поставленной задачи при рациональном использовании ресурсов выделяемых на ее создание и применение.
Курсовой проект является важной самостоятельной работой студента охватывающей вопросы расчета деталей машин по критериям работоспособности рациональном выборе материалов контактирующих пар и системы смазки с целью обеспечения максимально возможного КПД и базирующейся на знании ряда предметов: материаловедения механики сопротивления материалов и др.
При выполнении курсового проекта студент последовательно проходит от рационального выбора кинематической схемы механизма через много вариантность решения до воплощения механического привода в графическом материале при этом знакомясь с существующими конструкциями приобщаясь к инженерному творчеству осмысливает взаимосвязь отдельных деталей в механике и их функциональное предназначение.
Целью проекта является освоение и приобретение студентом навыков конструирования и расчетов механических приводов научить правильно и обоснованно применять полученные теоретические знания для решения конкретных инженерных задач.
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
1.1Определяем мощность на выходном валу
Pвых=38·071000=266 КВт
1.2Коэффициент полезного действия привода
общ=0972·0972·0993=086
hпк=099 – КПД подшипников качения;
hзц= 097 – КПД цилиндрической зубчатой передачи;
hмуф =097-КПД муфты;
1.3Расчётная мощность электродвигателя
1.4 Частоту вращения выходного вала
nвых=60·103· Vвых·Dвых
Dвых=100sin18010=3236 мм
nвых=60·103·07314·3236=4134 обмин
t – шаг тяговой цепи
Dвых – делительный диаметр звёздочки
z – число зубьев тяговых звёздочек
1.5 Угловая скорость выходного вала
=314·413430=433радмин
1.6 Рекомендуемое передаточное число привода
u1ст – передаточное отношение первой ступени равное 4
u2ст – передаточное отношение второй ступени равное 315
uцеп – передаточное отношение цепной передачи равное 2
1.7 Расчётная частота вращения вала электродвигателя мин-1
nэд=4133·252=1041516мин-1
1.8 По каталогу (табл. 16.7.1 и 16.7.2) выбирают электродвигатель из условия: и
Выбираем электродвигатель 4А112МВ6У3
Мощность двигателя P=4КВт
1.9 Определяем действительное передаточное отношение привода
1.10 Действительные передаточные числа передач
uцеп= uобщ u1ст· u2ст
ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОЩНОСТЕЙ И ПЕРЕДАВАЕМЫХ КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ РАСЧЕТЫ ПЕРЕДАЧ СОЕДИНЕНИЙ И ВАЛОВ
1 ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОЩНОСТЕЙ И ПЕРЕДАВАЕМЫХ КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ НА ВАЛАХ
Предварительные мощности на валах:
Р2 = Р1·hмуф ·hпод= 32 ·097·099 = 3073 КВт
Р3 = Р2·hцил1 ·hпод= 3073·097·0999 = 2951 КВт
Р4 = Р3·hцил2 ·hпод·hцеп = 2951·097 ·099·095 = 2692 КВт
Р5 = Р4·hпод= 2692·099= 2665 КВт
Определяем частоты вращений валов
=314·100030=10467радмин
Определяем предварительно крутящие моменты на валах:
Т1 = 9550·(Р1 n1) = 9550·(321000) =3056 Н·м
Предварительно определяют диаметры мм валов привода из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях
=(20÷30) МПа – для всех валов
Полученные результаты сводим в таблицу:
Прочностные расчёты передач
1 РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ КОСОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ
1.1 Выбор материала шестерни и зубчатого колеса:
oматериал - сталь 40ХН (У)
oтвердость – HB1 = 270
oтвердость – HB2 = 240
Условие выбора материала: HB1 = HB2 + (20 ÷ 40)
1 ДОПУСКАЕМЫЕ КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ
1.1 Определяем базовое число циклов:
1.2 Эквивалентное число циклов
NHE 1(2)=60·n1(2) ·Lh ·c ·KHE
Lh=nгод ·365 ·nсм ·8 ·Кгод ·Ксут=6 ·365 ·055 ·8 ·07 ·05=33726
КНЕ=S(TiT1)05qн(tjLh)
КНЕ=123·0003+13·04+083·06=0712
NHE1=60·1000·33726·1·0712=144·108
NHE2=60·250·33726·1·0712=036·108
1.3 Коэффициент долговечности
ZN=1 так как NHlim1(2)NHE1(2)
1.4 Предел контактной выносливости МПа
sНlim1=2·HB+70=2·270+70=610 МПа
sНlim2=2·HB+70=2·240+70=550МПа
1.5 Допускаемые контактные напряжения МПа
sН1(2)=09·sНlim1(2)ZN1(2)SH1(2) [п.2.5 с.42]
sН1=09·610·111=499МПа
sН2=09·550·111=450МПа
1.6 Расчётные допускаемые контактные напряжения МПа
2 ДОПУСКАЕМЫЕ ИЗГИБНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ
2.1 Базовое число циклов напряжений
2.2 Эквивалентное число циклов
NFE1(2)=60·n1(2)Lh·c·KFE
где KFE=S[(TjT1)]qF(tjLh)
KFE=126 ·0003+16 ·04+086 ·06=0566
NFE1=60 ·1000 ·1 ·0566 ·33724=115 ·108
NFE2=60 ·250 ·1 ·0566 ·33724=028 ·108
2.3 Коэффициент долговечности
YN1(2)= 1 так как NFlim1(2)NFE1(2)
2.4 Предел выносливости зубьев при изгибе МПа
sFlim1=175 ·НВ=175 ·270=4725МПа
sFlim2=175 ·НВ=175·240=420МПа
2.5 Допускаемые изгибные напряжения МПа
sFP1(2)=04 sFlim1(2)YN1(2)YA
sFP1=04·4725·1·1=189 МПа
sFP2=04·420·1·1=168 МПа
3 ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ ПРИДЕЙСТВИИ МАКСИМАЛЬНОЙ НАГРУЗКИ:
sНPmax1=28·sT=28·600=1680 МПа
sНPmax2=28·650=1820 МПа
sFPmax1=08·sT=08·600=450 МПа
sFPmax2=08·650=520 МПа
4. ПРОЧНОСТНОЙ РАСЧЁТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
4.1 Межосевое расстояние:
Межосевое расстояние определяется по формуле:
где - коэффициент межосевого расстояния для косозубых колес;
u - передаточное число цепи;
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца для данной схемы ;
- крутящий момент на шестерне Hмм;
- коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния для данного расположения колес относительно опор принимаем по ГОСТ 2185-66 принимаем
- коэффициент внешней динамической нагрузки
- расчетные допускаемые контактные напряжения
Принимаем по ГОСТ 2185-66 мм больший диаметр т. к. 5%
4.3 Модуль зацепления:
Примем предварительно Z '1 =20 и '= 15º
m '= 2 ·aw · cos ' [Z '1 ·(u + 1)]
m '= 2 ·100 · cos15º [20·(4 + 1)] = 193мм
Полученное значение m' округляем до ближайшей величины в соответствии с ГОСТ 9563 – 60:
4.4 Суммарное число зубьев передачи:
Z Σ' = 2 ·aw · cos ' mn
Z Σ' = 2 ·100 · cos15º 2= 9659
Округляем полученную величину до целого числа: Z Σ' =97
4.5 Действительный угол наклона зуба:
cos = Z Σ · mn 2 ·aw
cos = 97 · 2 2 ·100 = 097
4.6 Число зубьев шестерни:
Z1 = 97 (4 + 1) = 194 20
4.7 Число зубьев зубчатого колеса:
4.8 Действительное передаточное отношение:
4.9 Диаметры зубчатых колес:
а) начальные диаметры
4 Проверка расчетных контактных напряжений:
4.1 Окружная сила в зацеплении:
4.2 Окружная скорость колес:
4.3 Степень точности:
степень точности = f ( )
Из ([2] 50 табл.4.2.8) для >0º и до 17 мс – передача с повышенными скоростями и повышенными нагрузками – не ниже 7 (точная)
4.4 Удельная окружная динамическая сила:
- коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку; = f (HB )
Для HB1(2) ≤ 350 и косых зубьев = 002
- коэффициент учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса; = f (степень точностиm)
Для m ≤ 10 и степени точности=7 = 53
4.5 Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации:
Здесь - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; по графику ([2]50 рис.4.2.2) = 104
4.6 Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:
4.7 Удельная расчетная окружная сила:
где - коэффициент внешней динамической нагрузки;
из ([2] 51 табл.4.2.9) принимаем = 10
4.8 Расчетные контактные напряжения:
- коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;
- коэффициент учитывающий механические свойства материалов колес ;
- коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий;
для косых зубьев где
- коэффициент торцевого перекрытия;
Итак расчетные контактные напряжения:
Очевидно расчетные контактные напряжения меньше допускаемых. Прочность обеспечена.
4 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба:
Удельная окружная динамическая сила:
где мс2 - окружная сила колес;
- коэффициент учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса;
- коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку;
Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:
Удельная расчетная окружная сила при изгибе:
Коэффициент учитывающий форму зуба:
Расчет производим для элемента пары “шестерня-колесо” у которого меньшая величина отношения:
Расчетные напряжения изгиба зуба:
где - коэффициент учитывающий наклон зуба;
- коэффициент учитывающий перекрытие зуба;
4 Проверка прочности зубьев при перегрузках:
Максимальные контактные напряжения
Hmax=398.049·=59041680
Максимальные напряжения изгиба
Fmax1=45.12·22=99264480МПа
Fmax2=4072·22=89584520МПа
4 Силы в зацеплении зубчатых колес.
Уточняющий крутящий момент на колесе:
2 РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ
ДОПУСКАЕМЫЕ КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ
1 Определяем базовое число циклов:
2 Эквивалентное число циклов
Lh=nгод ·365 ·nсм ·8 ·Кгод ·Ксут=6 ·365 ·055 ·8 ·07 ·05=33724
NHE1=60·250·33724·1·0 0712=036·108
NHE2=60·15917·741975·1·066=015·108
3 Коэффициент долговечности
4 Предел контактной выносливости МПа
5 Допускаемые контактные напряжения МПа
sН1(2)=09·sНlim1(2)ZN1(2)SH1(2)
ДОПУСКАЕМЫЕ ИЗГИБНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ
1 Базовое число циклов напряжений
NFE1=60 ·250 ·1 ·0566 ·33726=028·108
NFE2=60 ·7937 ·1 ·0566·33726=9·106
3 Коэффициент долговечности
YN=1 так как NFlim NFE1(2)
4 Предел выносливости зубьев при изгибе МПа
sFlim1=175 ·НВ=175 ·270=4725 МПа
sFlim2=175·240=420 МПа
5 Допускаемые изгибные напряжения МПа
ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ ПРИДЕЙСТВИИ МАКСИМАЛЬНОЙ НАГРУЗКИ:
sFPmax1=08·sT=08·600=480 МПа
ПРОЧНОСТНОЙ РАСЧЁТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
1.1. Расчет межосевого расстояния и выбор основных параметров передачи
1 Расчетное межосевое расстояние мм
где -для прямозубых передач;
- коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния (4.2.1 п. 1 и табл. 4.2.6 4.2.7);
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца НВ расположение колес относительно опор (рис. 4.2.2);
- коэффициент внешней динамической нагрузки (табл. 4.2.9).
=2·08(315+1)=0 48 принимаем =05
1.2 Ширины венцов мм:
1.3 Величину округляют до ближайшего значения мм в соответствии с ГОСТ (табл. 4.2.2).
1.3(b=00) Принимаем предварительно Z`1=19 определяем модуль
m`n=2·1447319·(315+1)=366
1.4 Число зубьев шестерни Z1=2·m·(u+1)
Z1=2·144734·(315+1)=1743=18
1.5 Число зубьев колеса Z2=Z1 ·U=18 ·3.15=57
1.6 Расчётное межосевое расстояние мм
aw=05(dw2±dw1)=05(72+228)=150
1.7 Диаметры зубчатых колёс мм
dw1=mn ·Z1=4 ·18=72мм
dw2=mn ·Z2=4 ·57=228мм
1.8 Действительное передаточное число Uд=Z2Z1=5718=316
2. ПРОВЕРКА РАСЧЁТНЫХ КОНТАКТНЫХ НАПРЯЖЕНИЙ
2.1 Окружная сила в зацеплении Н
Ft=2 ·103 ·T3dw2=2 ·103 ·1127372=313139Н
2.2 Окружная скорость колёс мс
=pdw3n360 ·103=314 ·72 ·25060 ·103=0942ммс
2.3 Степень точности 7
2.4 Удельная окружная динамическая сила
Для HB1(2) ≤ 350 и зубьев простых без модификаций = 006
Для m ≤ 10 и степени точности=7 = 47
2.5 Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации:
Здесь - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; по графику ([2]50 рис.4.2.2) = 102
2.6 Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:
2.7 Удельная расчетная окружная сила МПа
WHt=Ft ·kHb·kH·kAb2=313139·102 ·10427 ·172=4626МПа
2.8 Расчётные контактные напряжения МПа
3 ПРОВЕРКА РАСЧЁТНЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ИЗГИБА
3.1 Удельная расчётная окружная сила при изгибе Нмм
3.2 Коэффициент учитывающий форму зуба
6 Расчётные напряжения изгиба зуба
sF1(2)= YF ·Yb· Y · WFt mn
sF1=417·1·1·1·4760315=63МПа189
sF2=371·1·1·1·4760315=5606МПа168
4 ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ЗУБЬЕВ ПРИ ПЕРЕГРУЗКАХ
4.1 Максимальное контактное напряжения МПа
4.2 Максимальные напряжения изгиба МПа
5. СИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ ЗУБЧАТЫХ КОЛЁС
5.1 Уточнённый крутящий момент на шестерне Н·м
Т1у=Т3uuд=32391·315316=32288
Ft1=2·103·T3dw1=2·103·1127372=313139
Ft2=2·103·T4dw2=2·103·32391228=283228
5.3 Радиальные силы Н
Fr1=Ft1tgacosb=313139 ·tg201=113973
Fr2=Ft2tgacosb=283228·tg201=103087
РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ С РОЛИКОВОЙ ЦЕПЬЮ.
Исходные данные для расчета:
передаточное отношение
частота вращения валов:
передаваемый крутящий момент на вале 3:
Число зубьев ведущей звездочки
Число зубьев ведомой звездочки
Действительное передаточное число
Коэффициент эксплуатации
где - динамический коэффициент при спокойной нагрузке;
- учитывает влияние угла наклона линии центров;
- при периодическом регулировании натяжения цепи;
при капельной смазке;
учитывает продолжительность работы в сутки при односменной работе;
учитывает влияние межосевого расстояния;
Неравенство выполняется.
Расчетная мощность передаваемая цепью
где КZ – коэффициент числа зубьев
Кn – коэффициент частоты вращения
КРЯД – коэффициент учитывающий число рядов цепи
Выбираем однорядную цепь ПР – 254 – 5670 - 1
Удельные давления в шарнирах цепи
- допускаемые удельные давления.
Тип смазки: густая внутришарнирная. Пропитка цепи через 120 180 ч.м (II)
Число звеньев цепи или длина цепи выраженная в шагах
Расчетное межосевое расстояние
Действительное межосевое расстояние
Делительные диаметры звездочек
Число ударов цепи при набегании ее на зубья звездочек и сбегании с них
Коэффициент запаса прочности цепи
где – сила разрушающая цепь;
– нагрузка от центробежных сил;
- сила от провисания цепи;
kf – коэффициент провисания цепи: kf = 1;
ПРОЕКТНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ
1РАСЧЕТ ВХОДНОГО ВАЛА
Fа=13884 H; Fr1=53403 H;
1.1 Вычисляем реакции в опорах А и В в плоскости YOZ
RB=(Fr1·36-Fа·2062)214= 103215 H
RA=(Fr1·178-Fа·2062)214=430815 H
Проверка - RB- RA+ Fr1=0
1.2 Вычисляем реакции в опорах А и В в плоскости XOZ
RB=Ft·36+S·70214= 379085 H
RA=Ft·178-S·284214= 617176 H
Проверка S+ RB+ RA- Ft=0
1.3 Вычисляем суммарные изгибающие моменты Миз в характерных участках вала Ми= Н·мм с построением эпюры изгибающих моментов Ми.
1.4 Представляем эпюру крутящих моментов Т Н·мм передаваемых валом.
1.5 Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты Мэкв Н·мм в характерных точках
1.6 Проверяем вал на усталостную прочность
1.7 Анализируя линию сечений вала где приведённые напряжения равны допускаемым можно сделать вывод что потенциально слабым сечением вала является сечение с Ми3=6993352 Н·мм и Т1=286288
1.8 Выбираем тип концентратора напряжений и выбираем значение коэффициентов концентрации напряжений по изгибу и по кручению
1.9 Коэффициент запаса прочности вала по нормальным напряжениям
w=p·d332=314·3624332=467029
sa=su=6993352467029=1497
ksд=(16088+1089-1)116 =121
Ss=280(1497·121)=1546
1.10 Коэффициент запаса по касательным напряжениям
St=t-1(ta·ktд+yt·tm)
wp=pd316=314·3624316=9340588 МПа
tа=tm=293472·9340588=1571
ktд=(15088+1089-1)116=1142
St=170(1571·1142+0)=947
1.11 Общий запас сопротивления усталости
2 РАСЧЕТ ПРОМЕЖУТОЧНОГО ВАЛА
Fr2=13352 H;Fr3=113973H; Ft2=35583 H; Ft3=313139 H
2.1. Вычисляем реакции в опорах А и В в плоскости XOZ
RB=(13352·36-33б46·7938-11373·117)214= = -6139 H
RA=(13352·179-113973·97+3346·7938)214= -393136 H
Проверка -6139-393136+113973-13252=0
2.2. Вычисляем реакции в опорах А и В в плоскости YOZ
RB=(35583·36+313139·117)214=1771881H
RA=(35583·178+313139·97)214=1715339H
2.3. Вычисляем суммарные изгибающие моменты Миз в характерных участках вала Ми= Н·м с построением эпюры изгибающих моментов Ми.
2.4. Представляем эпюру крутящих моментов Т Н·мм передаваемых валом.
2.5 Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты Мэкв Н·м в характерных точках
2.6. Проверяем вал на усталостную прочность
2.7 Анализируя линию сечений вала где приведённые напряжения равны допускаемым можно сделать вывод что потенциально слабым сечением вала является сечение с Ми3=21397818 Н·мм и Т1=112730
2.8 Выбираем тип концентратора напряжений и выбираем значение коэффициентов концентрации напряжений по изгибу и по кручению
2.9 Коэффициент запаса прочности вала по нормальным напряжениям
w=(p·d332)-(bt·(bt)22d)=45608
sa=su=1818752645608=3988
ksд=(175088+1089-1)116 =132
Ss=280(3988·132)=532
2.10 Коэффициент запаса по касательным напряжениям
wp=(pd316)-(bt(b-t)22d)=91389 МПа
tа=tm=1127302·91389=617
ktд=(15088+1089-1)116=1143
St=170(617·1143+0)=2412
2.11 Общий запас сопротивления усталости
3 РАСЧЕТ ВЫХОДНОГО ВАЛА
Fr4=103087 H; Ft4=283228 H; Т=32391Нм
3.1Вычисляем реакции в опорах А и В в плоскости YOZ
RB=103087·117214= 563606 H
RA=103087·97214= 467264 H
3.2 Вычисляем реакции в опорах А и В в плоскости XOZ
S=03Ft=03·2832.28=849684 H
RB=(849.684·274-2832.28·117)214= -460.576 H
RA=(-283228·97-849684)214=-1522019H
3.3 Вычисляем суммарные изгибающие моменты Миз в характерных участках вала Ми= Н·м с построением эпюры изгибающих моментов Ми.
3.4 Представляем эпюру крутящих моментов Т Н·мм передаваемых валом.
3.5 Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты Мэкв Н·м в характерных точках
3.6. Проверяем вал на усталостную прочность
3.7 Анализируя линию сечений вала где приведённые напряжения равны допускаемым можно сделать вывод что потенциально слабым сечением вала является сечение с Ми1=1862879742 Н·мм и Т=323910Нмм
3.8 Выбираем тип концентратора напряжений и выбираем значение коэффициентов концентрации напряжений по изгибу и по кручению
3.9 Коэффициент запаса прочности вала по нормальным напряжениям
w=(p·d332)-(bt·(bt)22d)=9340
sa=su=1862879742 9340=1995
ksд=(175086+1089-1)116 =1349
Ss=2801995·1349)=104
3.10 Коэффициент запаса по касательным напряжениям
wp=(pd316)-(bt(b-t)22d)=18981 МПа
tа=tm=3239102·18981=85
ktд=(15086+1089-1)116=117
St=170(85·117+0)=1709
3.11 Общий запас сопротивления усталости
ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ РАСЧЁТЫ ПЕРЕДАЧ
1 Расчёт межосевого расстояния и выбор основных параметров быстроходной передачи.
1.1 Расчётное межосевое расстояние.
1.3 Определяем модуль зацепления приняв .
1.4 Число зубьев шестерни.
1.5 Число зубьев зубчатого колеса.
1.6 Диаметры зубчатых колёс.
2 Расчёт межосевого расстояния и выбор основных параметров тихоходной передачи.
2.1 Расчётное межосевое расстояние.
2.3 Определяем модуль зацепления приняв .
2.4 Число зубьев шестерни.
2.5 Число зубьев зубчатого колеса.
2.6 Диаметры зубчатых колёс.
РАСЧЁТ И ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
1 Расчёт подшипников на входном валу
Осевые составляющие от радиальных нагрузок в опорах А и В Н для подшипников:
Определяем величину и направление результирующей осевой силы
Для схемы «в распор» подшипником В Н осевая нагрузка которого
Для каждой опоры определяют соотношение
Fаб(V Frб)=13884(1·392883)=035>e=034
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка Н
Рэ=[XVFrб+YFaб]ktkб=[045·162·392883+162·13884]·12·1=6136 Н
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка с учётом изменения внешней нагрузки привода Н
k=[S(TkT1)3(tkLh)](1p); p=3
k(123·0003+13·04+083·06)13=089;
Расчётная динамическая радиальная грузоподъёмность:
Расчётная долговечность работы подшипника час
Lhрасч=106(СРrcp)p(60n)=106·(7100546104)3(60·1000)=3662669
2 Расчёт подшипников на промежуточном валу
Осевые составляющие от радиальных нагрузок в опорах Б и В Н для подшипников:
Определяем величину и направление результирующей осевой силы
1 Для схемы «в распор» подшипником Б Н осевая нагрузка которого
В этом случае осевая нагрузка для подшипника В Н
Fаб(V Frб)=3346(1·1759.81)=0019e=03
Fав(V Frв)=3346(1·187605)=0018е
Рrб=[XVFrб+YFaб]ktkб=[1·1·1759.81+0]·12·1=2111772 Н
Рrв=[XVFrв+YFaв]ktkб=[1·1·187605+0]·12·1=225126 Н
k=(123·0003+13·04+083·06)13=089;
Рrср=225126·089=2003.62 H
Lhрасч=106(СРrcp)p(60n)=106·(8500225126)3(60·250)=3588298
3 Расчёт подшипников на выходном валу
Рrб=[XVFrб+YFaб]ktkб=[1·1·159306+0]·12·1=1911672 Н
Рrв=[XVFrв+YFaв]ktkб=[1·1·72786+0]·12·1=873432 Н
Рrср=1911672·089=170139 H
Lhрасч=106(СРrcp)p(60n)=106·(7400170139)3(60·7937)=172773
РАСЧЁТ И ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ МУФТЫ
Выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту МУВП с цилиндрическими расточками полумуфт.
Исходные данные: Т=29347Нм; n=29347мин-1; Р=3073 кВт
коэффициент режима работы kp=15.
Рассчитаем расчётный момент Тр.
Для валов диаметром 20 мм подходит муфта с наружным диаметром D=100 мм и допускаемым расчётным моментом Тр=190 Н·м.
Параметры муфты для расчёта:
Проверочный расчёт муфты.
Проверяем пальцы на изгиб.
что меньше [sи]=80 90 МПа
Проверим резиновые втулки на смятие.
что меньше [sсм]=18 2 МПа
ПОДБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ.
1 Входной вал шпонка под муфту
Для передачи крутящего момента от муфты к валу используем призматическую шпонку с плоскими торцами по ГОСТ 23360-78. Выписываем из указанного стандарта размеры сечения шпонки и пазов:
Призматическая шпонка рассчитывается на смятие (основной расчет) и на срез.
Из условия прочности на смятие рассчитывается часть шпонки выступающая из вала:
где - напряжение смятия;
– крутящий момент на выходном валу;
– рабочая длина шпонки;
– допускаемое напряжение на смятие.
Для шпонки с плоскими торцами где – полная длина шпонки. Полная длина шпонки принимается несколько меньше длины посадочного конца вала или равная ей. Принимаем
Т.к. расчетное напряжение смятия меньше допускаемого то условие прочности шпонки на смятие обеспечено.
Условие прочности на срез шпонки:
где допускаемое напряжение на срез.
Условие прочности шпонки на срез также обеспечивается.
2 Промежуточный вал шпонка под колесо
Для передачи крутящего момента от колеса к валу № 3 используем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Диаметр вала под колесом - Выписываем из указанного стандарта размеры сечения шпонки и пазов соответствующих данному диаметру:
Для шпонки со скругленными торцами где – полная длина шпонки - ширина шпонки. Полная длина шпонки принимается несколько меньше длины втулки (ступицы) колеса или равная ей. Принимаем
Принимаем материал шпонки - Сталь 40.
3 Промежуточный вал шпонка под шестерню
Для передачи крутящего момента от колеса к валу используем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Диаметр вала под колесом - Выписываем из указанного стандарта размеры сечения шпонки и пазов соответствующих данному диаметру:
– крутящий момент на валу;
4 Выходной вал шпонка под колесо
Для передачи крутящего момента от колеса к валу № 4 используем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Диаметр вала под колесом - Выписываем из указанного стандарта размеры сечения шпонки и пазов соответствующих данному диаметру:
5 Шпонка под звёздочку
Для передачи крутящего момента от звёздочки к валу № 4 используем призматическую шпонку с плоскими торцами по ГОСТ 23360-78. Диаметр вала под звёздочку - Выписываем из указанного стандарта размеры сечения шпонки и пазов соответствующих данному диаметру:
Для шпонки где – полная длина шпонки. Полная длина шпонки принимается несколько меньше длины втулки (ступицы) колеса или равная ей. Принимаем
ВЫБОР СМАЗКИ СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ И УПЛОТНЕНИЙ
В мелких и средних редукторах как правило применяют смазывание погружением и разбрызгиванием (картерное смазывание). В данном случае (для смазки вертикальных передач) эти способы применимы.Во всех случаях смазывания целесообразно увеличение объема масла особенно при повторно-кратковременных режимах эксплуатации так как это повышает стабильность масла и снижает пики температур при кратковременных перегрузках интенсивность изнашивания и опасность заедания.
Выбор требуемой кинематической вязкости масла n производим по окружной скорости и контактным напряжениям
при sН 600 Нмм2 и V 2 мс — n = 34·10–6 м2с
Принимаем по таблице масло индустриальное И40А.
При вертикальном и горизонтальном расположении валов верхнюю и нижнюю опоры (подшипники) удобно смазывать пластичным маслом.
В качестве уплотнительных устройств для нижних подшипников быстроходной ступени чтобы их не заливало жидким маслом применяем лабиринтные устройства и манжеты. Также применяем более высокий стакан. Коническое колесо сбрасывает масло разбрызгивающееся в месте зацепления за пределы стакана.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ КОЖУХОВ ОГРАЖДЕНИЙ И УСТАНОВОЧНОЙ ПЛИТЫ
К корпусным относятся детали обеспечивающие взаимное расположение узлов и воспринимающие основные силы возникающие при работе механизма. Корпусные детали обычно состоят из стенок ребер жесткости бобышек фланцев и других элементов соединенных в одно целое в процессе сборки или изготовления.
Размеры корпусных деталей определяются числом и размерами размещенных в них деталей относительным их расположением и величиной зазоров между ними. Ориентировочно размеры корпусной детали определяются при составлении компоновочной схемы.
Толщину стенки обеспечивающую жесткость корпуса редуктора рекомендуется определять из соотношения:
Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора:
до боковой поверхности вращающейся части
до боковой поверхности подшипника качения
Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев:
до внутренней поверхности стенки редуктора
до внутренней нижней поверхности стенки корпуса
Рекомендуемые диаметры болтов соединяющих:
корпус с крышкой по периметру соединения . Принимаем больший из стандартных диаметров резьб М16.
Учитывая что для изготовления рам чаще всего используется сортамент швеллера высота его выбирается из возможности размещения большего из болтов. Принимаем швеллер №10.
Ширина швеллеров в месте установки редуктора и электродвигателя различная. Это требует разрезания полок швеллера и укрепления мест резки накладками. Продольные швеллеры перевязываются поперечными связями выполняемыми также из швеллеров. Под опорные места редуктора и электродвигателя на швеллеры рамы и на надстройку приваривают платики толщиной 6мм с последующей обработкой до толщины 4мм что устраняет коробление рамы после сварки и позволяет выдержать разницу уровней опорных поверхностей. Платики приваривают также на нижней опорной поверхности рамы в местах её крепления к фундаменту с использованием фундаментных болтов.
В ходе проведенной работы научилась проектировать механический привод. Рассмотрела и усвоила расчёты соединений передач валов. Научилась подбирать подшипники качения и рассмотрела различные виды существующих подшипников. Произвела расчёт муфт и рассмотрела их различные виды. Выбрала систему смазки смазочный материал и уплотнительные устройства обеспечивающие наилучшую работу привода. Рассмотрела различные виды корпусов корпусных деталей и их основные параметры. В целом ознакомилась с методикой конструкторской работы.
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3–х томах. –М.: Машиностроение 1979.
Детали машин в примерах и задачах Под ред. С.Н. Ничипорчика. – Мн.: Вышэйшая школа 1981.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: учебное пособие для ВУЗов. – М.: Высшая школа 1985.
Кузьмин А.В. Расчеты деталей машин: Справочное пособие А.В. Кузьмин И.М.Чернин Б.С. Козинцов. – Мн.: Вышэйшая школа 1986
Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование: Учебн. пособие –Мн. : УП “Технопринт” 2001. – 290 с.
Курсовое проектирование деталей машин: Справочное пособие. Часть 1 – Мн. : Выш школа 1982. –208 с.
Метод. указания по оформлению учебнои констр. – технол. документации курс. и Сост. Лисовский А.Л. 1999.
Скойбеда А.Т. и др. Детали машин и основы конструирования – Мн. : Выш школа. 2001. – 584 с. : ил.
Выбор кинематической схемы и кинематические расчёты привода 5
Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов 8
1 Силовые и кинематические параметры валов привода 8
2 Расчет зубчатой прямозубой передачи .7
3 Расчет зубчатой прямозубой передачи 12
4 Расчет клиноременной передачи .17
5 Расчёт быстроходного вала ..19
6 Расчёт промежуточного вала. ..24
7 Расчёт тихоходного вала 29
Выбор и проверочный расчёт подшипников качения .. .34
1. Быстроходный вал 34
2. Промежуточный вал . 34
3. Тихоходный вал 35
4.Расчет шпоночного соединения вала с полумуфтой .36
Выбор системы смазки смазочных материалов и уплотнений . .38
Определение размеров корпусных деталей кожухов ограждений и установочной плиты ..39
Описание сборки основных узлов привода 41
Описание технологических мероприятий по восстановлению быстро изнашиваемых деталей механического привода .. .42
Список использованной литературы .45

КОРПУС.cdw

Обработку мест под головки болтов(гаек) выполнить
до чистой поверхности.
Формовочные уклоны - 3
Литейные радиусы 3-5 мм.
Неуказаные предельные отклонения размеров:
Поверхность корпуса очистить и красить маслостойкой краской

ВЕДОМОСТЬ КП.cdw

КП.36.01.03.01.000.ПЗ
Пояснительная записка
КП.36.01.03.01.100.СБ
КП.36.01.03.01.200.СБ
Редуктор цилиндрический