masterdiplomoff

Смело звони!

8-905-830-89-62

8-963-076-92-07

Отзывы

Мария

Здравствуйте! Когда-то заказывала курсовую по АФХД предприятия. Получила пятерку. Да и рефераты тоже на 5 и 4 сдавала. Спасибо! За то что выручаете а то времени катастрофически не хватает из-за работы)) Спасибо!!

10.11.2015

Елена Викторовна

Благодарю за диплом по праву, сдала на отлично!

17.05.2012

Вронский Алексей

Отчет по практике принят на отлично. теперь диплом заказывать буду в мастердипломофф.ру!!!

09.08.2012

Оставить отзыв еще

Главная Каталог готовых работ

Зубчатый цилиндрический косозубый редуктор, клиноременная передача

Предмет: Детали машин (техническая механика)

Стоимость готовой работы 900 руб.


 

Схема привода

 

Рисунок 1 – Схема привода

 

1 – электродвигатель

2 – клиноременная передача

3 – редуктор

4 – муфту

5 – исполнительный механизм

Исходные данные

 

Зубчатая передача цилиндрическая - косозубая

Режим работы                                              средний

Срок службы передачи                                  Lг= 8 лет

Коэффициенты использования передачи:

в течении года                                            Kг=0,6

в течении суток                                           Кс=0,6

Продолжительность включения                      ПВ=40%

Мощность на ведомом валу:                           Р = 16 кВт

Частота вращения вала:                                n = 235 об/мин

Привод нереверсивный

 

 

 

1    Выбор двигателя и определение основных параметров привода

 

Асинхронный электродвигатель переменного тока 4А закрытый, обдуваемый

ГОСТ 19523-81.

1.1   Определим требуемую мощность электродвигателя

 

Требуемая мощность электродвигателя:

;

 

Общий КПД привода:

 

- КПД муфты

- КПД цилиндрической зубчатой передачи;

- КПД подшипников качения;

;

 

17,2 кВт;

 

1.2   Общее передаточное отношение и передаточное отношение

ступеней.

 

Общее передаточное число привода:

;

 

Частоты вращения валов (индекс соответствует номеру вала на схеме):

;

 

об/мин.

об/мин.

 

;

;                        ;

 

1.3   Частота вращения валов (индекс соответствует номеру вала на схеме):

 

n1=nдв.=1461 об/мин.

n2=;         n2=об/мин.;

n3=;         n3=об/мин. ;

 

1.4   Мощности, передаваемые валами:

 

;                                         17,2 кВт;

;                    Р2=17,2 Х 0,99 Х 0,97=16,51 кВт;

;                  Р3=16,51 Х 0,98 Х 0,99=16,01 кВт;

 

1.5   Крутящие моменты, передаваемые валами:

 

;               Нм;

 

;              Нм;

 

;              Нм;

 

 

 

  1. 2. Расчет ременной передачи

Исходные данные:

uрем.п. = 2.

n1 = 1461 об/мин;

n2 = 730,5 об/мин;

Р1 = 17,2 кВт;

?1 = 152,9 с-1.

 

2.1 Определение сечения ремня

 

Т1 = 112,4 Н/м.

При данном моменте по таблице рекомендуемое сечение ремня Z (О) с  размерами: Wр = 8,5 мм; h = 6 мм; А1 = 138 мм2.

 

 

Рисунок 2 – Сечение клинового ремня

 

где Wр – ширина ремня (расчетная);

h – толщина ремня;

А1 – площадь сечения;

dmin = 63 мм – минимальный диаметр шкива.

(по ГОСТ 1284.1 – 89 этот ремень с такими же размерами обозначается В)

 

2.2 Определение диаметра шкивов

 

Расчетный диаметр меньшего шкива:

dм = с31,

 

где Т1 – крутящий момент на быстроходном валу.

 

Коэффициент с = 3…4 – для клиновых ремней нормального сечения.

 

Тогда dм = 33?112,4·103 = 144 мм.

 

Принимаем стандартизированный dм = 140 мм, что больше минимально допустимого dм = 63 мм (ГОСТ 20889 – 88).

 

Диаметр большего шкива dб=dм·Uр.п.=140·2= 280 мм, по ГОСТ 20889 – 88 берем dб = 280 мм.

 

2.3 Определение скорости ремня

 

V = ?1 ·dм / (2·1000) = 152,9·140 / (2·1000) = 10,7 м/с.

 

Угловая скорость ведомого вала (и большего шкива) с учетом скольжения ремня:

?2 = dм · ?1 · (1 - ?) / dб = 140 · 152,9 · (1 – 0,02) / 280 = 74,9 с-1.

n2 = 60· ?2 /2? = 60 · 74,9 / (2 · 3,14) = 715,6 об/мин.

где ? = 0,02 – коэффициент скольжение ремня;

 

Окружная сила: Ft = 2Т1·1000 / dм = 2 · 112,4· 1000 / 140 = 1606 Н.

 

Оптимальное межосевое расстояние:

? = 1,5· dб / 3? uр.п.= 1,5·280 / 3?2 =  333  мм.

 

2.4 Определение расчетной длины ремня

 

L = 2? + ?1 + ?2/? = 2·333 + 659,4 + 4900/333 = 1340 мм

где ?1 = 0,5? ·(dб – dм) = 1,57(280 + 140) = 659,4 мм

?2 = (0,5(dб – dм))2 = (0,5(280-140))2 = 4900 мм2

 

По ГОСТ 1284.1 – 89 принимаем стандартную длину L = 1320 мм.

 

Уточним межосевое расстояние:

?=0,25[(L-?1)+=

= 0,25?[(1320-659,4)+]= 322 мм.

2.5 Определение угла обхвата шкива ремнем в открытой передаче с двумя шкивами

 

? = 180? ± 60?·(dб – dм)/?

где dб и dм – расчетные диаметры малого и большого шкивов.

? – межосевое расстояние.

Знаки «+» - для большего шкива; « – » - для малого шкива получим:

 

?б = 180? + 60?·(280 – 140)/322 = 206?;

?м = 180? – 60?·(280 – 140)/322 = 154?.

 

2.6 Определение частоты пробегов ремня

 

П = 1000 · V / L = 1000 · 10,7 / 1320 = 8,1 с-1.

2.7 Силы, действующие в передаче

 

Определим натяжение ветви клинового ремня:

где скорость V = 10,7 м/с.

?- коэффициент,   учитывающий влияние центробежных сил; для ремня сечения Z коэффициент ?=0,18 Н*с22, СL = 1,03.

Определим давление на валы :

 

Определим ширину шкива Вш :

 

Принимаем Вш = 64 мм.

3.   Расчет зубчатых передач

 

3.1 Выбор материала зубчатых колес

 

Шестерня

Материал – Сталь 45;

Термообработка – Улучшение;

Твердость поверхности зуба – НВ=180…236;

Допускаемое контактное напряжение - ;

Базовое число циклов при действии контактного напряжения - NHO=9,0Х106

Колесо

Материал – Сталь 45;

Термообработка – Нормализация;

Твердость поверхности зуба – НВ=167…217;

Допускаемое контактное напряжение - ;

Базовое число циклов при действии контактного напряжения - NHO=7,1Х106

3.2           Допускаемые контактные напряжения

 

;

Пределы контактной выносливости:

=2HB+70;

486 МПа;

454 МПа;

 

Коэффициенты безопасности:

1,1;

 

Коэффициент долговечности:

>1;

 

Эквивалентное число циклов напряжений:

;

 

Суммарное число циклов напряжений:

;

 

Коэффициент приведения (средний нормальный);

= 0,18;

 

Ресурс долговечности передачи (час)

;

час;

 

;

=442 288 530(шестерня);

= 140 466 720 (колесо);

 

= 442 288 530 х 0,18 = 79 911 635;

= 140 466 720 х 0,18 = 25 284 010;

 

Если ,    то ;

Если ,   то ;

 

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

,  [МПа];      МПа;

,  [МПа];      МПа;

 

Допускаемые напряжения изгиба:

,  [МПа]

 

Предел изгибной выносливости:

, [МПа];

МПа;

МПа;

 

Коэффициенты безопасности:

 

 

Коэффициенты, учитывающие влияние одностороннего приложения нагрузки:

 

 

Коэффициенты долговечности:

; g=6–показатель степени кривой усталости

Базовое число циклов при изгибе:

 

 

Эквивалентное число циклов напряжений:

;  = 0,06 – коэффициент эквивалентности при изгибе

 

26 537 211;

8 446 003;

 

;         ;

 

= 214 Мпа;     = 197 МПа;

 

3.3           Проектный расчет передачи

 

 

;     ;      кН.

 

Коэффициент нагрузки

;

Примем предварительно: ;

 

Коэффициент ширины

;

мм;

Принимаем мм.

 

Модуль нормальный

;

;

3,0 мм

 

Суммарное число зубьев

;

шт.; Примем Z?= 121

шт.;

шт.

 

Фактическое передаточное отношение

;      Проверка:

 

Ширина венца шестерни и  колеса

мм;

мм;            мм;

мм;  мм – по ГОСТ6636-69

Диаметры делительных окружностей зубчатых колес

 

мм;

 

Окружности вершин зубьев

мм, т.к.  x=0 (Z>17);

мм;

 

Окружности впадин зубьев

мм, т.к.   x=0 (Z>17);

мм;

 

Окружная скорость зацепления

3,67 м/с;

 

Степень точности передачи

n=8

 

3.4           Проверочный расчет передачи

 

Проверка контактной прочности зуба

;

,

 

Коэффициент контактной нагрузки

;

 

Коэффициент неравномерного распределения нагрузки между зубьями

, где А=0,15

 

Коэффициент учитывающий приработку зубьев

;

;

 

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

;

 

Коэффициент неравномерности распред. нагрузки в нач. период работы

;                                                  [1,стр.14,табл.9.1(схема3,стр.13)]

 

 

Динамический коэффициент

;

;

МПа;

41%.

3.5 Силы в зацеплении

 

Окружная сила     кН;

 

Распорная сила    кН;

 

Осевая сила    кН;

 

Рисунок 3 – силы в зацеплении

 

3 Проектный расчет и конструирование валов редуктора

Исходные данные

Материал  Сталь40Х;

Термообработка – закалка ТВЧ;

НRС=40…56;

МПа

 

Диаметр вала

, мм

 

Понижаемые допускаемые напряжения на кручения

МПа;

мм;

 

Примем под муфту мм – по ГОСТ 6636-69

 

мм;

мм – по ГОСТ 6636-69

 

Диаметры валов под подшипники:

мм

Окончательно принимаем d1п=40 мм.

мм

Окончательно принимаем d2п= 55 мм.

 

Шестерню передачи выполняем заодно с валом.

Диаметр под зубчатым колесом:

 

где r=2,5

 

Окончательно принимаем dк2=63 мм.

 

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии, габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников  dn1 = 40 мм;      dn2 = 55 мм; номера 308 и 311.

Условное обозначение подшипников

d

D

В

Грузоподъемность, кН

Размеры, мм

С

С

308

40

90

23

41,0

22,4

311

55

120

29

71,5

41,5

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4 Расчет геометрических параметров зубчатого колеса

Диаметр ступицы:

dст2 ? 1,2·dк2 = 1,2 · 63= 76 мм.

принимаем dст = 80 мм.

 

Длина ступицы:

lст2 = (1,1…1,5)dк2 = (1,1…1,6) · 63 = 69,3…100,8 мм,

принимаем lст2 = 100 мм.

 

Толщина обода колеса:

?0 = (2,5…4) · mn = (7,5…12) мм,

принимаем ?0 = 8 мм.

 

Толщина диска:

с2 = (0,2…0,3) · b2,

b2 = 80 мм –  ширина колеса,

с2 = (0,2…0,3) · 80 = (16…24) мм,

принимаем с2 = 18 мм.

 

Толщина ребер:

s = 0,8 · c2.

s = 0,8 · 12 = 9,6 мм, принимаем s = 10 мм.

 

Фаски:

n = 0,5 m;

n  = 0,5 · 3 = 1,5  мм, принимаем n = 1,5 мм.

 

Выбор шпонок

Рисунок 4 – Параметры шпонки

Вал ведущий:

Исходные данные

dвх = 36 мм;   Т2 = 215,8 Н·м;

Материал вала (сталь 45) [s]см = 100…120 МПа.

Применяем шпонку призматическую по ГОСТ 23360-78.

Сечение шпонки b x h = 10 х 8 мм.

Глубина паза вала t1 = 5,0 мм.

Глубна паза втулки t2 = 3,3 мм.

Длина шпонки lшп = 36 мм..

Проверка шпонки на смятие

?см =  Р / Fсм ? [?]см,

 

sсм < [s]см.

 

Вал ведомый:

Исходные данные

dк2 = 63 мм;   Т3 = 659 Н·м;

Применяем шпонку призматическую по ГОСТ 23360-78.

Сечение шпонки b x h = 18 х 11 мм.

Глубина паза вала t1 = 7 мм.

Глубна паза втулки t2 = 4,4 мм.

Длина шпонки – lшп = 50 мм.

При стальной ступице (сталь 45) [s]см = 100…120 МПа.

Проверка шпонки на смятие

 

sсм < [s]см .

Вал ведомый (шпонка под муфту)

Исходные данные

dм = 50 мм;   Т3 = 659 Н·м;

Применяем шпонку призматическую одинаковую со шпонкой на колесо по ГОСТ 23360-78.

Сечение шпонки b x h = 14 х 9 мм.

Глубина паза вала t1 = 5,5 мм.

Глубна паза втулки t2 = 3,8 мм.

Длина шпонки – lшп = 70 мм.

Материал вала (сталь 45) [s]см = 100…120 МПа.

Проверка шпонки на смятие

 

sсм < [s]см .

 

 

 

 

 

5   Определение опорных реакций

Тихоходный вал

Исходные данные

кН;      кН;    кН;     мм             l1 = l2 = 89,5 мм

 

Рисунок 5 – Эскиз зубчатого редуктора

Определим реакции опор

От силы Fr2

 

RrА=Fr2 ·

 

RrB=Fr2· .                  Строим эпюру МFr

От силы Ft2

 

RtА=Ft2 ·

 

RtB=Ft2 · . Строим эпюру МFt.

Суммарные реакции в опорах:

.

 

 

 

Рисунок 6 – Расчетная схема ведомого вала редуктора

 

 

 

6   Выбор и расчет подшипников на долговечность

Для быстроходного вала

Для установки в опоры вала примем подшипники шариковые радиальные однорядные № 308: d = 40 мм; D = 90 мм; B = 23 мм; С = 41 кН; Co = 22,4 кН ГОСТ 8338-75.

 

Отношение Fа/Со=1,3/22,4=0,06; е=0,282 [2, с. 213 табл. 9.18]

Отношение Fа/Rа=1,3/1,5=0,86<е=0,28 [2, с. 213 табл. 9.18]

Х = 1 , Y=0 [1, с. 213 табл. 9.18].

 

Определим эквивалентную нагрузку:

РЭ= (X·V·R + Y·Fa)·Кб·Кт,

где V = 1 – при вращении внутреннего кольца подшипника

Кб – коэффициент безопасности,

Кб = 1,6;

Кт – температурный коэффициент,

Кт = 1,05;

 

Эквивалентная нагрузка:

РЭ= 1,5?1,0?1,05= 1,575 кН

 

Номинальная долговечность подшипника в часах [2, с. 211]:

 

 

Поскольку LE>10000 ч., то выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы.

 

Для тихоходного вала

Для установки в опоры вала примем подшипники шариковые радиальные однорядные № 311: d = 55 мм; D = 120 мм; B = 29 мм;

С = 71,5 кН; Co = 41,5 кН ГОСТ 8338-75.

Х = 1,0 , Y=0   [1, с. 213 табл. 9.18].

Эквивалентная нагрузка:

РЭ= 1,5?1,6?1,05= 2,52 кН

 

Номинальная долговечность, ч [3, с. 211]:

 

Поскольку LE>10000 ч., то выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы.

 

Смазывание подшипников

Для подшипников применяют смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца.

 

Их ширина определяет размер у = 8?12 мм.

 

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего нагружение колеса на примерно 10 мм. Объем масленой ванны V определяют 0,25 дм3 на 1 кВт передаваемой мощности:  0,25?6,2 = 7,8 дм3

 

По таблице устанавливают вязкость масла. При [?н]=392 МПа, V=2,9 м/с вязкость масла должна быть примерно 28?10-6 м2/с.

 

Принимаем масло И-30 А по ГОСТ 20799-75. камеры подшипников заполняем пластичным материалом УТ-1 периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

 

Выбор типа уплотнений

Уплотнительные устройства применяют для предохранения от вытеканют смазки из подшипниковых узлов, а также для защиты их от попадания извне пыли и влаги.

 

По принципу действия уплотняющие устройства разделяются на:

1.        Контактные (манжетные, войлочные, с металлическими или пластмассовыми кольцами), применяемые при низких и средних скоростях, обеспечивающие защиту, благодаря плотному контакту деталей в уплотнениях.

2.        Щелевые и лабиринтные, применяемые в неограниченном диапазоне

скоростей, осуществляющие защиту, благодаря сопротивлению протеканию жидкости через узкие щели.

3.        Центробежные, применяемые при средних и высоких скоростях и основанные на отбрасывании центробежными силами смазки.

4.        Комбинированные, сочетающие уплотнения, основанные на двух или более из указанных принципов.

 

Рисунок 7 – Выбор уплотнений

 

В нашем случае для уплотнения входного  и выходного валов применим широко применяемые манжетные уплотнения. Так как в задании не говорится, что среда запыленная, то применим манжеты типа 1 (без дополнительной рабочей кромки “пыльника”).

 

Так как уровень масла невысокий, то достаточно поставить одну манжету, а не две.

 

Учитывая, что подшипники будут смазываться брызгами и масляным туманом, без запрессовки пластичной смазки, то давление внутри подшипниковой камеры не будет высоким и значит манжеты будем устанавливать рабочей кромкой внутрь корпуса, для лучшего заполнения внутренности манжеты маслом.

Торцовые уплотнения крышек подшипников промежуточного вала представляют собой кольцевые шайбы из маслостойкой резины, толщиной 2…3 (мм).


7 Расчет валов на усталостную прочность

Быстроходный вал

Быстроходный вал выполнен заодно с шестерней, изготовлен из легированной стали 40ХН. Считаем, что вал обладает, во всех сечениях достаточной прочностью и уточненный расчет производить для него не будем.

Тихоходный вал

Материал  Сталь40Х;

Термообработка – закалка ТВЧ;

НRС=40…56;

МПа

 

Предел выносливости при симметричном цикле:

- изгиба:

?–1=0,35·?В+(70…120)=0,35·980+100=443МПа

- кручения:

?-1=0,58·?-1=0,58·443=257МПа

 

Сечение А-А самое нагруженное сечение. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

 

Нагрузка крутящий момент Т3 и изгибающий момент МИ=

 

Осевой момент сопротивления при изгибе:

 

 

Осевой момент сопротивления при кручении:

 

 

Суммарный изгибающий момент в сечении А – А

 

 

Амплитуда цикла нормальных напряжений

?V=

 

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

 

 

Определим коэффициенты:

К?=1,6; К?=1,5; ??=0,76; ??=0,65; ?=0,9; ??=0,1.

 

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

 

 

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

 

 

Общий коэффициент запаса прочности:

>[S]- вал прочный.

8 Выбор муфты

Муфту для соединения тихоходного вала редуктора и вала исполнительного механизма выбираем упругую втулочно-пальцевую   исп.3 ГОСТ 21424-75

 

Муфта упругая втулочно-пальцевая 710-50-3 У3

 

Рисунок 8 – Муфта упругая втулочно-пальцевая

 

Исходные данные:

d=50 мм;   D=190 мм;   L=226 мм;   TP=710 Н·м.


Литература

 

1.        Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т. 1,2,3 — М.: Машиностроение, 1980

 

2.        Белкин И.М. Справочник по допускам и посадкам для машиностроителя. — М.: Машиностроение, 1985

 

3.        Березовский Ю.Н. и др. Детали машин. — М.: Машиностроение, 1983

 

4.        Дунаев П.Ф. и др. Детали машин. Курсовое проектирование. — М.: Высшая школа, 1984

 

5.        Калинин В.И. и др. В помощь конструктору-строителю. — М.: Машиностроение, 1983

 

6.        Курсовое проектирование деталей машин/ С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович, К.Н. Боков, Н.М. Чернин и др. — М.: Машиностроение, 1988

 

7.        Подшипники качения: Справочник-каталог. Под ред. В.Н. Нарышкина и Р.В Коросташевского. — М.: Машиностроение, 1984

 

  1. Решетов Д.Н. Детали машин. — М.: Машиностроение, 1975

 

  1. Курсовое проектирование по деталям машин. С.А. Чернавский. Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. – М.: Машиностроение, 1988 – 416с.

 

 




Проверить аттестат

.