Пояснительная записка к курсовому проекту «Детали машин»



Содержание:


Введение (характеристика, назначение).

  1. Выбор эл. двигателя и кинематический расчет.

  2. Расчет ременной передачи.

  3. Расчет редуктора.

  4. Расчет валов.

  5. Расчет элементов корпуса редуктора.

  6. Расчет шпоночных соединений.

  7. Расчет подшипников.

  8. Выбор смазки.

  9. Спецификация на редуктор.


Введение.


Спроектировать привод к конвейеру по схеме. Мощность на ведомом валу редуктора P3 = 3 кВт и W3 = 2,3 рад/c вращения этого вала.






















1.Выбор эл. Двигателя и кинематический расчет.

    1. Определяем общий привода

общ= 0,913


общ = р*п2*з = 0,96*0,992*0,97 =0,913

- КПД ременной передачи

- КПД подшипников

- КПД зубчатой цилиндрической передачи


    1. Требуемая мощность двигателя

Ртр=3,286 кВт


Ртр = Р3/общ = 3/0,913 = 3,286 кВт

Ртр - требуемая мощность двигателя

Р3 – мощность на тихоходном валу


    1. Выбираем эл. двигатель по П61.

Рдв = 4 кВт

4А132 8У3 720 min-1



100S2У3 2880 min-1

4А100L4У3 1440 min-1

4А112МВ6У3 955 min-1

4А132 8У3 720 min-1


    1. Определяем общее передаточное число редуктора uобщ:

uобщ = 10,47


uобщ = nдв/n3 = 720*0,105/(2,3*) = 10,47

nдв – число оборотов двигателя

n3 = 68,78 min-1


n3число оборотов на тихоходном валу редуктора

n3 = W3/0,105 = 2,3*/0,105 = 68,78 min-1

W3угловая скорость тихоходного вала


    1. Принимаем по ГОСТу для зубчатой передачи uз = 5, тогда передаточное число ременной передачи равно:

uрем = 2,094


uрем = uобщ / uз = 10,47/ 5 =2,094


    1. Определяем обороты и моменты на валах привода:

1 вал - вал двигателя:

n1 = nдвиг =720 min-1 W1 = 0,105*n1 = 0,105*720 =75,6 рад/c

T1 = Pтреб/W1 = 3,286/75,6 = 43,466 Н*м

T1момент вала двигателя


2 вал – тихоходный привода - быстроходный редуктора

n2 = n1/uрем = 720/2,094 = 343,84 min-1

W2 = 0,105*n2 =0,105*343,84 = 36,1 рад/c

T2 = T1*uрем*р = 43,666*2,094*0,96 = 87,779 Н*м

3 вал - редуктора

n3 = n2/uз = 343,84/5 = 68,78 min-1

W3 = 0,105*n3 =0,105*68,78 = 7,22 рад/c

T3 = Ртр/W3 = 3290/7,22 = 455,67 Н*м


ВАЛ

n min-1

W рад/c

T Н*м

1

720

75,6

43,666

2

343,84

36,1

87,779

3

68,78

7,22

455,67


2.Расчет ременной передачи.

2.1 Определяем диаметр меньшего шкива D1 по формуле Саверина:

D1 = (115…135)

P1мощность двигателя

n1обороты двигателя

V = 8,478 м/с


D1 = 225 мм


D1 = 125*=221,39 мм по ГОСТу принимаем


2.2 Определяем скорость и сравниваем с допускаемой:

V = *D1*n1/60 = 3,14*0,225*720/60 = 8,478 м/с

При этой скорости выбираем плоский приводной ремень из хлопчатобумажной ткани при Vокр1 20 м/с


2.3 Определяем диаметр большего шкива D2 и согласуем с ГОСТ:

D2 = uрем *D1*(1-) = 2,094*225*(1-0,015) = 464,08 мм

D2 = 450 мм


-коэф. упругого скольжения

по ГОСТу принимаем D2 = 450 мм


2.4 Выбираем межосевое расстояние aрем для плоских ремней:

aрем= 1000 мм


(D1+D2) aрем 2,5(D1+D2)

675 aрем 1687,5


2.5 Находим угол обхвата ремня :

  1800-((D2-D1)/ aрем)*600

= 166,50


  1800-((450-225)/1000)*600 = 1800-13,20 = 166,50

= 166,50 т.к. 1500 значит межосевое расстояние оставляем тем же.


2.6 Определяем длину ремня L:

L = 3072,4 мм


L = 2*aрем +(/2)*(D1+D2)+(D2-D1)2/ 4*aрем =2*1000+(3,14/2)*(450+225)+(450-225)2/4*1000 = 3072,4 мм


2.7 Определяем частоту пробега ремня :

= 2,579 c-1


= V/L = 8,478/3,0724 = 2,579 c-1

  4…5 c-1


2.8 Вычисляем допускаемое полезное напряжение [GF]:

[GF] = GFo*C*CV*Cp*C = 1,62*0,965*0,752*1*0,9 = 1,058 Мпа

GFo –по табл П11 GFo = 2,06-14,7*/Dmin /Dmin = 0,03

[GF] = 1,058 Мпа


C -коэф. угла обхвата П12 : C = 0,965

CV –коэф. скорости CV = 1,04-0,0004*V2 = 0,752

Cp –коэф. режима нагрузки П13 : Cp = 1

C -коэф зависящий от типа передачи и ее расположения C = 0,9

GFo = 2,06-14,7*0,03 = 1,62 Мпа


2.9 Вычисляем площадь поперечного сечения ремня S:

S = b* = Ft/[GF] = 388,09/(1,058*106) = 0,0003668 м2 = 366,8 мм2

Ft = 2T1/D1 Ftокружная сила T1момент вала дв.

Ft = 2*43,66/0,225 = 388,09 H

S = 390 мм2


Найдем по таблицам П7 ширину b = 60мм и длину =6,5 мм

B = 70 мм


По ГОСТу S = 60* 6,5 = 390 мм2


2.10 Вычисляем силу давления на вал F для хлопчатобумажных ремней:

F = 1164,27 H


F 3Ft

F = 3*388,09 = 1164,27 H



3. Расчет редуктора.

3.1 Используя П21 и П28 Назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 45 с термической обработкой:

Колесо (нормализация) Шестерня (улутшение)

НВ 180…220 НВ 240..280

G= 420 Мпа G= 600 Мпа

NHo = 107 NHo = 1,5*107

G=110 Мпа G=130 Мпа

Для реверсивной подачи

NFo = 4*106 NFo = 4*106


3.2 Назначая ресурс передачи tч 104 часов находим число циклов перемены напряжений NHE = NFE = 60tч*n3 60*104*68,78 = 4,12*107 т.к. NHE > NHO и NFE > NFO, то значения коэф. долговечности принимаем: KHL = 1 и KFL = 1

Допускаемые напряжения для колеса:

G= G*KHL = 420 МПа G= G*KFL = 110 МПа

для шестерни:

G= G*KHL = 600 МПа G= G*KFL = 130 МПа



3.3 Определения параметров передачи:

Ka = 4300 коэф. для стальных косозубых колес

ba = 0,2…0,8 коэф. ширины колеса ba = 0,4

bd = 0,5ba*(uз+1) = 0,5*0,4*(5+1) = 1,2

по П25 KH 1,05 и так найдем межосевое расстояние aw:

aw = 180 мм


aw Ka*(uз+1)= 25800*64,92-7 = 0,1679 м

по ГОСТу aw = 180 мм


mn = 2,5 мм


3.4 Определяем нормальный модуль mn:

mn = (0,01…0,02)aw = 1,8...3,6 мм по ГОСТу


= 150


3.5 Обозначаем угол наклона линии зуба :

= 8…200 принимаем = 150

Находим кол-во зубьев шестерни Z1:

Z1 = 23


Z1 = 2aw*cos/[mn(uз+1)] = 2*180*cos150/[2,5(5+1)] = 23,18

Принимаем Z1 = 23

Z2 = 115


Тогда Z2 = uз*Z1 = 5*23 = 115


Находим точное значение угла :

= 160 35/


cos = mn*Z1(uз+1)/2aw = 2,5*23*6/360 = 0,9583


mt = 2,61 мм


3.6 Определяем размер окружного модуля mt:

mt = mn/cos =2,5/cos160 35/ = 2,61 мм


3.7 Определяем делительные диаметры d, диаметры вершин зубьев da, и диаметры впадин df шестерни и колеса:

шестерня колесо

d1 = mt*Z1 = 2,61*23 = 60 мм d2 = mt*Z2 = 2,61*115 = 300 мм

da1 = d1+2mn = 60+2*2,5 = 65 мм da2 = d2+2mn = 300+5 = 305 мм

df1 = d1-2,5mn = 60-2,5*2,5 = 53,75 мм df2 = d2-2,5mn = 300-2,5*2,5 = 293,75 мм

d1 = 60 мм d2 = 300 мм

da1 = 65 мм da2 = 305 мм

df1 = 53,75 мм df2 = 293,75 мм







3.8 Уточняем межосевое расстояние:

aw = (d1+d2)/2 = (60+300)/2 = 180 мм


3.9 Определяем ширину венца зубчатых колес b:

b = a*aw = 0,4*180 = 72 мм

принимаем b2 = 72 мм для колеса, b1 = 75 мм


Vп = 1,08 м/с


3.10 Определение окружной скорости передачи Vп:

Vп = *n2*d1/60 = 3,14*343,84*60*10-3/60 = 1,08 м/с

По таблице 2 выбираем 8-мую степень точности


Ft = 3,04*103 Н


3.11 Вычисляем окружную силу Ft:

Ft = Pтр/Vп = 3286/1,08 = 3,04*103 Н

Fa = 906,5 H


Осевая сила Fa:

Fa = Ft*tg = 3,04*103*tg160 36/ = 906,5 H

Fr = 1154,59 H


Радиальная (распорная) сила Fr:

Fr = Ft*tg/cos = 3040*tg200/cos160 36/ = 1154,59 H


3.12 Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев:

ZH 1,7


ZH 1,7 при = 160 36/ по таб. 3

= 1,64


ZM = 274*103 Па1/2 по таб. П22

[1,88-3,2(1/Z1+1/Z2)]cos = 1,64

Ze = 0,7


ZM = 274*103 Па1/2


Ze = == 0,78

= b2*sin/(mn) = 72*sin160 36//3,14*2,5 = 2,62 > 0,9

по таб. П25 KH = 1,05

по таб. П24 KH = 1,05

KH = 1,11


по таб. П26 KHV = 1,01

коэф. нагрузки KH = KH*KH *KHV = 1,11

GH = 371,84 МПа



3.13 Проверяем контактную выносливость зубьев:

GH=ZH*ZM*Ze=1,7*274*103*0,78*968,16=351,18 МПа << GHP=420МПа


3.14 Определяем коэф.

по таб. П25 KF = 0,91

по таб. 10 KF = 1,1

KFV = 3KHV-2 = 3*1,01-2 = 1,03 KFV = 1,03

KF = 1,031


Коэф. нагрузки:

KF = KF * KF * KFV = 0,91*1,1*1,03 = 1,031

Вычисляем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:

Z= 26,1


Z= 131


Z= Z1/cos3 = 23/0,9583 = 26,1

Z= Z2/cos3 = 115/0,9583 = 131

По таб. П27 определяем коэф. формы зуба шестерни Y 3,94 при Z= 26

По таб. П27 определяем коэф. формы зуба колеса Y 3,77 при Z= 131

Сравнительная оценка прочности зуба шестерни и колеса при изгибе:

G/Y = 130/3,94 = 33 МПа

G/Y = 110/3,77 = 29,2 МПа

Y = 0,884


Найдем значение коэф. Y:

Y = 1-0/1400 = 0,884


3.15 Проверяем выносливость зубьев на изгиб:

GF = YF*Y*KF*Ft/(b2mn) = 3,77*0,884*1,031*3040/(72*2,5) = 58 МПа << G



4. Расчет валов.

Принимаем [k]/ = 25 МПа для стали 45 и [k]// = 20 МПа для стали 35

dВ1= 28 мм


4.1 Быстроходный вал

d = 32 мм


d = 2,62*10-2 м принимаем по ГОСТу dВ1= 28 мм

d = 35 мм


принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d = 32 мм

d = 44 мм


принимаем диаметр вала под подшипник d = 35 мм

принимаем диаметр вала для буртика d = 44 мм


4.2 Тихоходный вал:

dВ2= 50 мм


d = 54 мм


d = 4,88*10-2 м принимаем по ГОСТу dВ2= 50 мм

d = 55 мм


принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d = 54 мм

принимаем диаметр вала под подшипник d = 55 мм

d = 60 мм


принимаем диаметр вала для колеса d = 60 мм


d= 95 мм


4.3 Конструктивные размеры зубчатого колеса:

диаметр ступицы d (1,5…1,7) d = 90…102 мм

lст = 75 мм


длина ступицы lcт (0,7…1,8) d = 42…108 мм

0 = 7мм


толщина обода 0 (2,5…4)mn = 6,25…10 мм

е = 18 мм


Колесо изготовляем из поковки, конструкция дисковая.

Толщина e (0,2…0,3)b2 = 14,4…21,6 мм


G-1 = 352 МПа


4.4 Проверка прочности валов:

Быстроходный вал: G-1 0,43G = 0,43*820 = 352 МПа


4.5 Допускаемое напряжение изгиба [GИ]-1 при [n] = 2,2 K = 2,2 и kри = 1:

[GИ]-1 = 72,7 МПа


[GИ]-1 = [G-1/([n] K)] kри = 72,7 МПа

YB = 849,2 H



4.6.1 Определяем реакции опор в плоскости zOy :

YA = 305,4 H


YB = Fr/2+Fad1/4a1 = 849,2 H

YA = Fr/2-Fad1/4a1 = 305,4 H


XA = XB = 1520 H


4.6.2 Определяем реакции опор в плоскости xOz :

XA = XB = 0,5Ft = 0,5*3040 = 1520 H


4.6.3 Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz:

M = 15,27 Н*м


MA = MB = 0

M= 42,46 Н*м


M= YA*a1 = 305,4*0,05 = 15,27 Н*м

M= YВ*a1 = 849,2*0,05 = 42,46 Н*м

(MFrFa)max= 42,46 H*м




в плоскости xOz:

M