Неизвестный вариант ДЗ 2 (Курс. по механ. Оригинал)

Посмотреть архив целиком

11



МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЙ АВИАЦИОННЫЙ ИНСТИТУТ (ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ).













Курсовая работа по основам проектирования и конструкциям машин.




























Преподаватель: Листова Н.В.

Студент: Полунин В.Ю.

Группа: 05-211.









Москва 2001г.

Цель курсовой работы:

Рассчитать редуктор удовлетворяющий условиям исходных данных. Разработать и начертить сборочный чертеж второго вала, с колесами, подшипниками и другими деталями необходимыми для второго вала данного редуктора. А также начертить второй вал (отдельно).

Исходные данные.

Wвх=2000 вт. Мощность на входе;

nвх=1000 об./мин. Частота вращения на входе;

i12=4.39 Передаточное отношение для колеса Z2 и шестерни Z1;

m12=1,5 мм. Модуль для колеса Z2 и шестерни Z1;

W’вых=1000 вт. Мощность на выходе;

i2’3=3.75 Передаточное отношение для колеса Z3 и шестерни Z2’;

m2'3=2,5 мм. Модуль для колеса Z3 и шестерни Z2’;


Кинематическая схема.

На рисунке обозначено:

n1=nвх,n2, n3 частота вращения первой, второй и третей оси соответственно.

Z1,Z2,Z2’,Z3 число зубьев на соответствующих колесах и шестернях.

aw12, aw2’3 – меж осевое расстояние для соответствующих валов.

Выполним условное построение передаточного механизма. Принимаем, что вращательное движение передается на механизм с электродвигателя (Мощность на входе - Wвх=2000 вт.) и через него поступает на исполнительный механизм. Так же на второй оси предусмотрен выход вращательного движения (например - для измерительного приборов). Мощность на выходе W’вых=1000 вт.

Так как данный механизм передает вращательное движение с понижением скорости от входа к выходу, то данный механизм называется - редуктор.


Кинематический расчет.

iпередаточное отношение – отношение угловых скоростей звеньев механизма (ведущего и ведомого). Передаточное отношение ряда последовательно соединенных передач равно произведению их передаточных отношений.

Uпередаточное число – отношение числа зубьев колеса к числу зубьев шестерни в зубчатой передаче. Всегда больше или равно единице.

iред=nвх/nвых=i12*i2’31;

Данное неравенство верно для редуктора.


U12=Z1/Z21;

U2’3=Z3/Z2’1;

Uред=U12*U2’31;


Расчет количества зубьев.

Для расчета количества зубьев принимаем, что на колесе Z1 и на колесе Z2’ семнадцать зубьев, то есть Z1=Z2’=17 зубьев. Принимаем данное количество зубьев на колесе так как если их будет меньше, то в зубчатом соединении будет возникать подрез, то есть выкрашивание, появление трещин у основания зуба. Так же для борьбы с данным эффектом вводят коэффициент смешения Х то есть удаляют опасную область на зубе. В нашем случае (при данном количестве зубьев) коэффициент смещения равен нулю, что упрощает расчетные формулы.


Тогда (рассчитываем по формулам):

Z2=Z1*i12=17*4.39=74.63=75 зубьев;

Z3=Z2’*i2’3=17*3.75=63.75=64 зубьев;

U12=Z2/Z1=75/17=4.41;

U2’3=Z3/Z2’ =64/17=3.76;

Uред=U12*U2’3=3.76*4.41=16.58;


Выполним проверку.

Uij=(Uij-iij)/Uij0.03 – Условие для проверки рассчитанных передаточных чисел.

U12=( U12 - i12)/ U12=(4.41-4.39)/4.41=0.00450.03;

Условие выполняется.

U2’3=( U2’3- i2’3)/U2’3=(3.76-3.75)/3.76=0.00270.03;

Условие выполняется.

Расчет скоростей вращения валов.

Рассчитываем по формулам:

n1=nвх=nдв=1000 об./мин.;

n2= n1/ U12=1000/4.41=226.76 об./мин.;

n3= nвых = n2 / U2’3=226.76/3.76=60.31 об./мин.;


Расчет геометрии зубчатых колес.

Для того, чтобы колеса вращались они должны касаться по делительному диаметру. В противном случае конструкция не будет работать, так как будет происходить подрез, вырывание зубьев и другие механические повреждения. Также у колес в зацеплении должен быть один модуль.

В данной работе, для простоты расчетов принимаем, что все колеса в редукторе прямозубые, то есть направление зуба и ось колеса параллельны или угол между осью и направлением зуба равен 0. Еще бывают косозубые (когда направление зуба и ось колеса не параллельны) и шевронные (колеса с косыми зубьями V - образной формы) зубчатые колеса.

Daдиаметр выступа зуба

Dfдиаметр впадин зуба

Dделительный диаметр

D=m*Z m =D/Z мм. – модуль, высота головки зуба hг.


Модуль – геометрический параметр, линейная величена, пропорциональная размерам зубчатого колеса. Различают осевой, окружной, нормальный модуль зубчатого колеса. Если модуль больше 1, то колеса крупномодульные, если меньше или равен 1, то колеса мелкомодульные. В данной работе все колеса крупномодульные.

1.25m – высота ножки зуба hн.

hз=hг+hн=m+1.25m=2.25m высота зуба.

Da=D+2m=m*(Z+2);

Df=D-2.5m=m*(Z-2,5);


Для колеса Z1:

D1=m12*Z1=1,5*17=25,5 мм.;

Da1=m12*(Z1+2)=1,5*(17+2)=28,5 мм.;

Df1=m12*(Z1-2,5)=1,5*(17-2,5)=21,75 мм.;

Для колеса Z2:

D2=m12*Z2=1,5*75=112,5 мм.;

Da2=m12*(Z2+2)=1,5*(75+2)=115,5 мм.;

Df2=m12*(Z2-2,5)=1,5*(75-2,5)=108,75 мм.;

Для колеса Z2’:

D2’=m2’3*Z2’=2,5*17=42,5 мм.;

Da2’=m2’3*(Z2’+2)=2,5*(17+2)=47,5 мм.;

Df2’=m2’3*(Z2’ -2,5)=2,5*(17-2,5)=36.25 мм.;

Для колеса Z3:

D3=m2’3*Z3=2.5*64=160 мм.;

Da3=m2’3*(Z3+2)=2.5*(64+2)=165 мм.;

Df3=m2’3*(Z3-2,5)=2.5*(64-2,5)=153.75 мм.;


Рассчитаем межосевые расстояния.

Рассчитываем по формулам:

aw12=(D1+D2)/2=m12*(Z1+Z2)/2=1.5*(17+75)/2=69 мм.

aw2’3=(D2’+D3)/2=m2’3*(Z2’+Z3)/2=2.5*(17+64)/2=101.25 мм.


Рассчитаем толщины колес.

bтолщина колеса.

ba – коэффициент относительной ширены колеса.

Чем шире колесо тем больше у него масса, следовательно, тем больший момент дает колесо и становится более инертным, а значит под действием сил скорость будет изменяться медленнее.

Принимаем, что: b1=b2 и b2’=b3, ba =0.20.3 – рекомендуемый диапазон для нашего редуктора.

Рассчитываем по формулам:

b1=b2=ba*aw12=0,25*69=17,25 мм.;

b2’=b3=ba*aw2’3=0,25*101.25=25.31 мм.;





Силовой расчет.

Расчет мощности на валах.

Wмощность [вт.]

зп - Коэффициент полезного действия для зубчатой передачи. Принимаем равным 0,96

подш - Коэффициент полезного действия для подшипников. Принимаем равным 0,980,99 для подшипников качения.

Wi=Wi-1*зп *подшформула для расчета мощности.

W1=Wвх=2000 вт.;

W2=W1*зп *подш=2000*0,96*0,985=1891,2 вт.;

W2’ = W2Wвых’ =1891,2-1000=891,2 вт.;

W3=W2’*зп *подш=891,2*0,96*0,985=842,72 вт.;


Расчет крутящих моментов.

Т – момент [н*мм]. Т=К*W/n Формула для расчета момента, где К – переводной коэффициент равный 9550.

Т1=9550*Wвх/nвх=9550*2000/1000=19100 н*мм.;

Т2= Т1*U12*зп *подш=19100*4,41*0,96*0.985=79648,83 н*мм.;

Т2’2 Твых= Т2 9550*Wвых’ /n2 =79648.83-9550*1000/226.76=37533.82 н*мм.;

Т3= Т2’ *U2’3*зп *подш=37533,82*3.76*0,96*0.985=133449,84 н*мм.;


Определение расчетных крутящих моментов.

Так как реальные условия отличаются от расчетных, то вводят коэффициент динамичности Кд, для поправки расчетов на реальные условия эксплуатации. Принимаем равным 1.1.

Т1расч= Т1* Кд=19100*1,1=21010 н*мм.;

Т2расч= Т2* Кд =79648,83*1,1=87613,71 н*мм.;

Т2’расч2’* Кд =37533.82*1,1=41287,2 н*мм.;

Т3расч= Т3 * Кд =133449,84*1,1=146794,82 н*мм.;


Проектировочный расчет диаметра вала (для второго вала).


Формула для расчета диаметра вала, где К – коэффициент соответствующий определенной мощности. К=3,84 (по справочнику).


Нагружение при кручении.

Под кручением понимают такое нагружение при котором в поперечном сечении действует только один внутренний силовой фактор – крутящий момент, а остальные внутрисиловые факторы (N, Qy, Qz, My, Mz) равны нулю. Из рисунка видно, что нагрузка на центр вала сравнительно мала по сравнению с краями. То есть можно убрать материал из середины конструкции без потери качества. Более рациональным сечением при кручении является кольцевое сечение.

Коэффициент Сот=dот/dв. Принимаем равным 0,60,8. Применяется для валов с внешним диаметром более 10 мм.



Марка стали

в

т

-1

HB

HRC

Ст 12KH3A

930 МПа

735 МПа

390 МПа

280300

2830

в - предел прочности. Предел при котором наступает разрушение материала, максимальная нагрузка которую может выдержать материал.

т - предел текучести. Предел при котором наступает вязкое разрушение материала.

-1 - предел выносливости. Критерий усталости (разрушение при нагружении резко меняющимися циклическими нагрузками).

НВ – твердость по Бринелю. Для определения твердости металла вдавливают стальной закаленный шарик в поверхность испытуемого материала. Твердость указывается в единицах HВ.

HRC Твердость по Роквеллу. Для определения твердости материала в его поверхность вдавливают алмазный конус (шкалы А и С, соответствующие различным нагрузкам) или стального закаленного шарика (шкала В). Твердость указывается в единицах HR с добавлением обозначения шкалы HRA, HRC, HRB.


d2в=3.95*387613.71/(390*(1-0.74))=26.31 мм.


Сборочный чертеж.


Валы в редукторе закрепляются при помощи подшипников. Для данного редуктора подходят шариковые радиальные однорядные подшипники. Выбираем их по существующим стандартам таким образом, чтобы d подшипника для вала было больше или равно диаметру вала (d2в=26.31 мм.). Максимальная частота вращения подшипника зависит от типа смазочного материала. При пластичном – 15000 об./мин, при жидком – 18000 об./мин. Фаски на подшипнике (как и на любых других деталях) снимают для того, чтобы облегчить сборку механизма, по соображениям техники безопасности, острая грань – концентратор напряжения. На чертеже фаски на подшипнике можно не показывать так как они предполагаются ГОСТом. Согласно ГОСТ 8338-75 легкая серия шариковых радиальных однорядных подшипников для второго вала подходит подшипник с условным обозначением 206. Его геометрические параметры:

D=62 мм.; b=16 мм.; d=30 мм.;


Основные требования к проектированию валов.

  1. Каждая деталь должна иметь свое посадочное место.

  2. Каждая деталь должна быть зафиксирована в осевом направлении.


Толщина корпуса (рассчитывается по формуле):

корп=0,02* awмах+(34) мм. округляем до целых.

корп=0,02*101,25+3,5=6 мм.;


Зазор между деталями (рассчитываем по формуле):

заз=(0,70,8)* корп мм. Округлить до целых.

заз=0,75*6=5 мм.;


Способы крепления колеса к валу.

  1. Монолит – колесо и вал одно целое. Это самый надежный способ. Используется при условии, что диаметр колеса меньше или равен трем диаметрам вала (dК dВ).

  2. Штифтовое соединение – присоединение колеса к валу при помощи штифта. Штифт – цилиндрический или конический стержень для неподвижного соединения деталей или для фиксации их при сборке.

  3. Шпоночное соединение – соединение колеса и вала при помощи шпонки. Шпонка – деталь призматической, клинообразной или другой формы, устанавливаемая в пазах двух соприкасающихся деталей и предотвращающая их относительный поворот.

  4. Шлицевое соединение – соединение деталей машин, в котором выступающие на одной детали (валу) зубья входят в пазы (шлицы) другой детали. Детали в шлицевом соединении могут быть подвижными или не подвижными одна относительно другой.


Чертеж колеса.

Ступица – центральная, обычно утолщенная часть колеса, маховика и других подобных деталей. Имеет отверстие для оси или вала, соединена с ободом колеса спицами или диском.

Для снижения эффекта маховика в диске колеса делают отверстия, при этом оно становить легче, следовательно у него легче и быстрей можно изменять скорость вращения, остановить или придать вращение. Так же снижается количество материала.

Диаметр и длина ступицы (рассчитываем по формуле):

dст.=lст.=(1,331,8)*dв мм.

dв.=d Хмм., где - величена на которую увеличивают или уменьшают диаметр вала для того чтобы колесо имело своё собственное место. Так как каждая деталь должна быть зафиксирована в осевом направлении, то для этого изменим диаметр вала. Минимально допустимый диаметр вала 26,31 мм.

Толщина обода колеса (рассчитываем по формуле):

Соб.=(23)*m мм.

Толщина диска (рассчитываем по формуле):

Должна быть примерно одну треть от толщины колеса.

Сдиск.=(0,30,33)* bw мм.

Геометрические параметры отверстий в диске колеса (рассчитываем по формуле):

Должны быть примерно по центру и быть в диаметре одну треть от размера диска.

dцентр.отв.=( da+dcт.)/2 мм.

dотв.=( da-dcт.)/5 мм.


Расчет геометрических параметров для колеса Z2.

Так как каждая деталь должна иметь свое посадочное место, то после посадки подшипника увеличим диаметр вала на два миллиметра.

dст.=lст.=(1,331,8)*(d Хмм.)=1,375*32=44 мм.

Соб.=(23)*m=2,65*1,5=4 мм.

Сдиск.=(0,30,33)* bw=0,33*17,25=6 мм.

dцентр.отв.=( da2+dcт.)/2=(115,5+44)/2=80 мм.

dотв.=( da2-dcт.)/5=(115,5-44)/5=14 мм.

Диаметр вала

Размер сечения

Глубина паза

от

До

B

H

t

t1

17

22

6

6

3,5

2,8

22

30

8

7

4

3,3

30

38

10

8

5

3,3

Для фиксирования второго колеса на валу будем использовать шпоночное соединение. Шпонку выбираем по ГОСТ 23360-78 в соответствии с диаметром вала. Длину шпонки берем на 46 мм. Меньше длины ступицы соответствующего колеса. На чертеже можно не обозначать фаски на шпонке так как они предполагаются ГОСТом. Для данного колеса геометрические размеры шпонки будут такие: l=38 мм.; b=10 мм.; h=8 мм.;

t=5 мм.; t1=3.3 мм.



Расчет геометрических параметров для колеса Z2.

Второе штрих колесо изготавливаем как единую деталь с валом то есть монолит. Принимаем, что диаметр ступицы будет равен диаметру вала под подшипник то есть 30 мм.

dст.=lст.= 30 мм.

Из расчетов для второго штрих колеса видно, что отверстия для уменьшения эффекта маховика в данном колесе сделать нельзя (D2’=42,5 мм.; Da2’=47.5 мм.; Df2’=36.25 мм.).


Проектирование второго вала.


Начинаем проектирование второго вал с одной из его опоры – левого подшипника. При проектировании учитываем зазор между деталей. Чертим подшипник по его размерам и показываем, что он закреплен в опоре. Для того чтобы каждая деталь имела свое посадочное место увеличиваем диаметр вала под второе колесо. Между левым подшипником и вторым колесом показываем кольцо, которое будет фиксировать и второе колесо и подшипник от смещения. Изобразим зазор между вторым колесом и вторым штрих колесом как конус с большим диаметром под второе колесо, для его закрепления, а меньшим к ступицы второго штрих колеса. Аналогично покажем зазор между вторым штрих колесом и левым подшипником. Для крепления подшипника используем крышку. Которую прикрепим к корпусу при помощи трех винтов. Крышка не плотно прилегает к валу и имеет технологические отверстия для удобства технического обслуживания. Между правым подшипником и крышкой установим резиновую манжету с пружиной (для того чтобы манжета плотно прилегала к валу). Манжета нужна для того чтобы не вытекали смазочные материалы, не попадала грязь и т.д. Так как второй вал имеет выход, то продлим его. Уменьшим диаметр вала. Покажем на нем шпонку для крепления чего-либо. Ее выбираем по ГОСТу для соответствующего диаметра вала. На конце вала начертим стопорное кольцо, которое выбираем по ГОСТу в зависимость от диаметра вала.


Манжета.

Манжету выбираем по ГОСТу для соответствующего диаметра вала (30 мм.).

Манжета резиновая ГОСТ 58752-79.

Диаметр вала

D

H

h1

1 род

2 род

3 род

1, 2 род

3 род

17

32

30

29

7

6

10

20

35

34

32

7

6

10

25

42

38

39

10

7

14

30

52

50

45

10

7

14


Выбираем винт.

Резьба для винта определяется по формуле.

Dвинт=0,9*копр*3копр=0,9*6*36=86 мм.

Принимаем резьбу винта равную 6 мм.

Dшляп.винт=10 мм.; hшляп=4 мм.;

l винт =(22,5)*Dвинт=15 мм.

Геометрические параметры для крышки.

Рассчитываем по формулам.

Dкр.=Dподш+2*3*Dвинт=62+2*3*6=98 мм.


На сборочном чертеже необходимо указать основные размеры. Указываем габаритные размеры, показываем колеса, диаметр вала в местах контакта с другими деталями. Реальные размеры детали отличаются от требуемых, для этого используют Единую Систему Допусков и Посадок и квалитеты. В зависимости от типа соединения выделяют посадку с зазором, посадку с натягом, существует также третий тип, который является средним между первыми двумя типами соединения деталей в системе вал – отверстие. Для характеристики посадки деталей существует ряд основных отклонений для валов и для отверстий. Установлено 28 основных отклонений, которые обозначаются буквами латинского алфавита (прописные буквы для отверстий, строчные для валов). А … Н - посадка с зазором, Q … N – переходная посадка, P … Z – посадка с натягом. Квалитет – характеристика точности изготовления различных деталей, определяющая значения допусков. Установлено 19 квалитетов в порядке уменьшения точности (00, 0, 1, 2, …, 18).