masterdiplomoff

Смело звони!

8-905-830-89-62

8-963-076-92-07

Отзывы

Евгения Терехова

Я теперь дипломированный специалист благодаря вам!

14.12.2008

Ксюша

Всем рекомендую компанию.

19.01.2009

Маришка

Спасибо мастера дипломов)Защитила успешно!)

02.11.2014

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

.