Будь умным!


У вас вопросы?
У нас ответы:) SamZan.ru

задание на проектирование [2] 1

Работа добавлена на сайт samzan.ru: 2016-03-30

                                        СОДЕРЖАНИЕ

[1]                               Техническое задание на проектирование

[2]                         1. Выбор  электродвигателя и кинематический расчет

[3]                               2. Расчет червячной передачи

[4]                    3. Расчет цилиндрической ступени редуктора

[5]                           4. Предварительный расчет валов редуктора

[5.1]                Ведущий вал

[5.2]                   Промежуточный вал

[5.3]                     Выходной вал

[6]                            5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

[7]                       6. Первый этап компоновки редуктора

[8]                                   7. Расчет цепной передачи

[9]                            8. Проверка долговечности подшипников

[9.1]       8.1. Расчетная схема быстроходного вала

[9.2]     8.2. Расчетная схема промежуточного вала

[9.3]      8.1. Расчетная схема тихоходного вала

[10]                       9. Проверка прочности шпоночных соединений

[11]                          10. Уточненный расчет промежуточного вала

[12]                                    11. Выбор сорта масла

[13]                                    12. Тепловой расчет редуктора

[14]                                      

[15]   

 

                              Техническое задание на проектирование

    

Вариант 1

                        1. Выбор  электродвигателя и кинематический расчет

Общий КПД привода:

,

где:  - КПД червячной передачи;

- КПД цилиндрической передачи,

- КПД открытой цепной передачи.

- КПД пары подшипников.

Требуемая  мощность электродвигателя

 

В таблице П1[1] по требуемой мощности электродвигателя и с учетом возможностей привода, состоящего  из двухступенчатого редуктора и открытой цепной передачи, для которых  Uр=35…80 и UЦЕП = 2...6, выбираем  электродвигатель 4А132S4УЗ  с параметрами: Pдв=7,5 кВт, nс=1500 об/мин, S=3 %.

Номинальная частота вращения двигателя

Общее передаточное число привода

Для открытой цепной передачи принимаем UЦЕП=3.

Для редуктора

Разбиваем передаточное число редуктора по ступеням.

Для тихоходной ступени Uт=2...6,3.

Принимаем для червячной передачи UЧЕР=10.

Тогда для тихоходной ступени

Принимаем .

Для открытой цепной передачи

Принимаем UЦЕП=2,9.

Частоты вращения валов:

n1=1455 об/мин

об/мин

об/мин

об/мин

Угловые скорости валов:

 

Расчетная мощность на валах привода:

на валу двигателя

P1=PТР=7,36 кВт

на валу червяка

на валу червячного колеса

на валу цилиндрического колеса

на валу ведомой звездочки

Крутящие моменты на валах:

на валу червяка

на валу червячного колеса

на валу цилиндрического колеса

на валу ведомой звездочки

                              2. Расчет червячной передачи

Число витков червяка  принимаем в зависимости от передаточного числа: при u=10         принимаем  =4.

Число зубьев червячного колеса

.

Принимаем стандартное значение 40.

Ожидаемая скорость скольжения   .

Выбираем материал червяка и венца червячного колеса. Принимаем для червяка сталь 45,

каленая до твердости HRC45. Так как к редуктору не предъявляются специальные требования, то принимаем для венца червячного колеса  бронзу БрА9ЖЗЛ (отливка в песок).

Тогда при длительной работе допускаемое контактное напряжение по табл. 4.9[1]

152,8 МПа.

Допускаемое напряжение изгиба для нереверсивной работы .

Коэффициент долговечности при длительной работе .

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q=10.

Принимаем предварительно коэффициент нагрузки К=1,2.

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости по

формуле (4.19[1])

Модуль

Принимаем  m=6,3 мм.

Межосевое расстояние

Примем .

Основные размеры червяка:

делительный диаметр червяка

диаметр вершин витков червяка

диаметр впадин витков червяка

длина нарезанной части червяка  по формуле (4.7[1])

при z1=4

принимаем b1=130 мм,

делительный угол подъема витка по табл. (4.3[1]): при z1=4 и q=10=21048

Основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр червячного колеса

диаметр вершин зубьев червячного колеса

диаметр впадин зубьев червячного колеса

наибольший диаметр червячного колеса

ширина венца червячного колеса  по формуле (4.12[1])

при z1=4

принимаем b2=50 мм.

Скорость скольжения

По табл. 4.7[1] выбираем 7-ю степень точности передачи.   

В этом случае коэффициент динамичности Кv=1,1.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по формуле ( 4.26[1])

где коэффициент деформации червяка при q=10 и z1=4 70.

Принимаем вспомогательный коэффициент x=0,6.

   Коэффициент нагрузки .     

Проверяем контактное напряжение по формуле (4.23[1])

         

Уточненное значение при vs=5,2 м/с .

Перегруз составляет 2,95 %, допускается до 4 %.

Условие  выполнено.

Эквивалентное число зубьев    

Коэффициент формы зуба по табл.4.5[1] YF=2,19.

Напряжение изгиба по формуле (4.24[1])

Силы, действующие в зацеплении:

                   3. Расчет цилиндрической ступени редуктора

   Выбираем материалы для шестерни и колеса. Для шестерни по таблице 3.3[1]  принимаем сталь 45, термическая обработка - улучшение твердость HB 230, для колеса принимаем сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость HB 200.

Допускаемые контактные напряжения по формуле (3.8/1/)

 ,

где- предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По таблице 3.2[1] для углеродистых сталей с твердостью HB<350 и термической обработкой (улучшение) =2HB+70;

- коэффициент  долговечности, принимаем =1.

Коэффициент безопасностипринимаем  .

Расчетное допускаемое контактное напряжение по  формуле (3.10[1])

=0,45(482+428)=410 МПа.

Межосевое расстояние по формуле (3.7[1])

коэффициент  принимаем предварительно по таблице 3.1[1]: при несимметричном расположении колес относительно опор =1,15; принимаем для косозубых колес раздвоенной ступени коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию =0,25.

Принимаем ближайшее значение по ГОСТ 2185-66 180 мм.

Нормальный модуль зацепления:

=3,8 мм.

Принимаем по ГОСТ 9563-60 mn=3 мм.

Принимаем предварительно угол наклона зубьев для раздвоенных ступеней

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

Принимаем Z=104.

Число зубьев шестерни

Принимаем =30.

Число зубьев колеса =104-30=74.

Уточненное значение угла наклона зубьев

;

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные

Диаметры вершин зубьев

Ширина колеса   , принимаем b2=45 мм.

Ширина шестерни  мм=45+5 мм=50 мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

При такой скорости назначаем 8-ю степень точности.

По таблице 3.4[1]  при скорости  v=0,79 м/с и 8-й степени точности 1,06;

по таблице 3.5[1]  при 0,487, твердости HB<350  и несимметричном расположении колес 1,0487; по таблице 3.6[1] при v=0,79 м/с 1,0.

Проверка контактных напряжений

Перегруз составляет 1,2 %, допускается до 4 %.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная  ;

радиальная ;

осевая =3577 tg29056=2059 Н.

По таблице 3.7[1] при =0,48, твердости HB<350  и несимметричном расположении колес =1,09.

По таблице 3.8[1] при 8-й степени точности и скорости v=0,79 м/с =1,1.

Эквивалентные числа зубьев:

у шестерни

у колеса

При этом 3,68 и 3,6.

Находим отношение :

для шестерни

для колеса

Дальнейший расчет ведем для колеса.

Определим коэффициенты  и

                          4. Предварительный расчет валов редуктора

               Ведущий вал

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении  по

формуле (8.16[1])

Для соединения вала редуктора с валом двигателя стандартной муфтой необходимо согласовать эти диаметры. Назначаем муфту упругую втулочно-пальцевую по

ГОСТ 21524-75  с диаметрами dдв=38 мм и dв1=32 мм.

Диаметр вала под подшипником  dП1=40 мм.

                  Промежуточный вал

Наименьший диаметр вала при допускаемом напряжении  

Диаметр под подшипником dП2=50 мм.

Диаметр под колесом dК2=55 мм.

                    Выходной вал

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении  

принимаем из стандартного ряда dВ3=63 мм.

Диаметр под подшипником dП3=70 мм.

Диаметр под колесом dК3=75 мм.

                           5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

Принимаем

Принимаем

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки

нижнего пояса корпуса

=2,35·10=23,5 мм.

Принимаем p=24 мм.

Диаметр болтов:

фундаментных (0,03...0,036)*180+12=17,4...18,5 мм,

принимаем болты с резьбой  М20;

крепящих крышку к корпусу у подшипников

=(0,7...0,75) ·20=14...15 мм,

принимаем болты с резьбой М16;

соединяющих крышку с корпусом

=(0,5...0,6) ·20=10…12 мм,

принимаем болты с резьбой М12.

                      6. Первый этап компоновки редуктора

Принимаем зазор между торцом шестерни (ступицей колеса) и внутренней стенкой редуктора А1=12 мм.

Зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=12 мм.

Намечаем для валов редуктора подшипники:

Условное  обозначение

подшипника

      d

      мм

    D

   мм

     B

     мм

  C

     кН

   С0

  кН

     7208А

   40

      80

     20

   58,3

 е=0,37     

     210

   50

      90

     20

   35,1

  19,8

     214

   70

      125

     24

   61,8

   37,5

                                  7. Расчет цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь.

Число зубьев:

ведущей звездочки

ведомой звездочки

Принимаем 25 и 73.

Тогда фактическое

Расчетный коэффициент нагрузки по формуле (7.38[1])

,

где - динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

- учитывает влияние межосевого расстояния;

- учитывает влияние угла наклона линии центров;

- учитывает способ регулирования натяжения цепи(при периодическом натяжении цепи);

- при непрерывной смазке;

- учитывает продолжительность работы в сутки (при односменной работе)

Для определения шага цепи по формуле (7.38[1]) надо знать допускаемое давление  в шарнирах цепи. В таблице 7.18[1] допускаемое давление  задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t. Поэтому для расчета по формуле (7.38[1]) величиной    следует задаваться ориентировочно. Среднее значение допускаемого давления при n=58,2 об/мин =34,9 МПа.

Шаг однорядной цепи

Подбираем по таблице 7.15[1] цепь ПР-31,75-88,5  по ГОСТ 13568-75, имеющую

t=31,75 мм, разрушающую нагрузку Q=88,5 кН, массу q=2,6 кг/м, Аоп=179,7 мм2.

Скорость цепи

Окружная сила

Давление в шарнире проверяем по формуле (7.39[1])

Уточняем по таблице 7.18[1] допускаемое давление =3548 [1+0,01(25-17)]=35,5 МПа.

Условие p<[p] выполнено. В этой формуле 35,48 МПа - табличное значение допускаемого давления по табл. 7.18[1] при n=58,2 об/мин и t=31,75 мм.

Определяем число звеньев цепи по формуле (7.36[1])

где

Тогда

Округляем до четного числа Lt=152.

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле (7.37[1])

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек по формуле (7.34[1])

Силы, действующие на цепь:

окружная  Ft=7137 Н,

от центробежных сил ,

от провисания .

Расчетная нагрузка на валы

=7137+2·358=7853 Н.

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи по формуле (7.40[1])

Это больше, чем нормативный коэффициент запаса 7,6.

Условие  выполнено.

                           8. Проверка долговечности подшипников

      8.1. Расчетная схема быстроходного вала

  Ft1=1489 Н   Fr1=1073 Н    Fa1=2948 Н     31,5 мм   l1=132 мм l2=132 мм

 

Определение реакций в подшипниках:

Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях:

 

Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции

Проверка:   888+185-1073=0

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Z в характерных сечениях:

Определяем суммарные реакции:

Осевые составляющие радиальных реакций

При S1<S2; Fa>S2-S1   Pa1=S1=236 Н

Pa2=S1+Fa=236+2948=3184 Н

Отношение ; по табл.9.18[1] X=0,4; Y=1,6.

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3 [1 ] )

где V=1- вращается внутреннее кольцо подшипника;

коэффициент безопасности по таблице 9.19[1] КБ=1,3;

температурный коэффициент по таблице 9.20[1] КТ=1,0.

Расчетная долговечность, ч

, что больше минимальной долговечности для подшипников, равной 10000 часов.

    8.2. Расчетная схема промежуточного вала

Ft2=2948 Н  Fr2=1073 Н  Fa2=1489 Н

Ft3=3577 Н  Fr3=1501 Н  Fa3=2059 H

   l1=46 мм  l2=72 мм  

 Определение реакций в подшипниках:

Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции

Проверка:   2975+2975-3002-2948=0

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях:

Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции

Проверка:   4908+3319-7154-1073=0

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях:

Определяем суммарные реакции:

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре В

Отношение , е=0,275

Отношение ,

Эквивалентная нагрузка

Расчетная долговечность, млн. об.  

Расчетная долговечность, ч

ч, что больше минимальной долговечности для подшипников, равной 10000 часов.

     8.1. Расчетная схема тихоходного вала

Ft=3577 Н  

Fr=1501 Н       

Fa=2059 Н

FВ=7853 Н

131 мм   

l1=113 мм

l2=47 мм

l3=144 мм

Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях:

Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции

Проверка:   10081+3002-7853-5230=0

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях:

Определяем суммарные реакции:

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре А

Эквивалентная нагрузка

Расчетная долговечность, млн. об.  

Расчетная долговечность, ч

ч, что приемлемо.

                      9. Проверка прочности шпоночных соединений

Ведущий вал

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

 Напряжения смятия и условие прочности по формуле (8.22 [1 ] )

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице =100...120 МПа, при чугунной =50...70 МПа.

При d=32 мм;мм ;t1=5 мм; длине шпонки l=70 мм

Промежуточный вал

При d=55 мм;;t1=6 мм; длине шпонки l=45 мм

Выходной вал

При d=63 мм;; t1=7 мм; длине шпонки l=100 мм

При d=75 мм; ; t1=7,5 мм; длине шпонки l=50 мм

                         10. Уточненный расчет промежуточного вала

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность соблюдена при .

Материал вала - сталь 45 нормализованная. По таблице 3.3[1] .

Пределы выносливости:

 

Сечение А-А.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза.

По таблице 8.5[1] принимаем

По таблице 8.8[1] принимаем

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Изгибающий момент в сечении А-А

При d=55 мм; b=16 мм; t1=6 мм

При d=55 мм; b=16 мм; t1=6 мм

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

 

Результирующий коэффициент запаса

Условие прочности выполнено.

                                   11. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение тихоходного колеса примерно на 10 мм. По таблице 10.9[1] устанавливаем вязкость масла. Для быстроходной ступени при контактных напряжениях 159,2 МПа и скорости vS=5,2 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна  15·10-6 м2/с.       

Для тихоходной ступени при контактных напряжениях 414 МПа и скорости

 v=0,79 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна  34·10-6 м2/с.       

Средняя вязкость масла

По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-25А (по ГОСТ 20799-88).

Смазывание подшипников качения производится тем же маслом, разбрызгиваемым зубчатым колесом и стекающим по стенкам корпуса редуктора.

                                   12. Тепловой расчет редуктора

Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А=1,23 м2 ( здесь учитывалась площадь днища).

По формуле (10.1[1]) условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе

Считаем, что обеспечивается достаточно хорошая циркуляция воздуха, и принимаем коэффициент теплопередачи kt=17

                                     

  

Список литературы:

1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин  И.М. и  др.

    Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Машиностроение, 1988. – 416 с.

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Высш. Шк., 1991. –

  432 с.

3. Чернин И.М. и др. Расчеты деталей машин. - М.: Машиностроение, 1978 .- 452 с.

4. Палей М.А. и др. Допуски и посадки. Том 1 и 2. Справочник политехника. – Л., 1991.

5. Иванов М.Н. Детали машин. - М.: Высш. шк., 2000. –383 с.                                                                                                                                                                                                                                                                                              


RAX

Ft1

3

Fa1

RBX

1

4

2

RBZ

Fr1

RAZ

L2

L1

МX, Нм

98,3

117,2

24,4

МZ, Нм

46,9

МY, Нм

А

Fa2

Ft3

Ft3

RВY

Fa3

Fa3

RAY

Fr2

4

3

2

В

5

Fr3

Fr3

А

1

RBX

RAX

Ft2

А

L1

L1

L2

L2

350

243,9

243,9

136,9

136,9

МX, Нм

МY, Нм

134,1

152,7

225,8

321,7

371,5

МZ, Нм

Ft

Ft

Fa

Fa

FВ

RВY

Fr

Fr

5

4

3

2

1

А

В

RAY

RAX

RBX

L2

L3

L2

L1

MY, Нм

887,4

132,7

132,7

782,7

512,9

245,8

MX, Нм

23,9

371,5

MZ, Нм


1. Курсовая работа- Учет затрат по ремонту основных средств.html
2. Тема- Нарушения кровообращения
3. Рассматриваются проблемы феноменологии личности социализации общения креативности субъективного благо
4.  Развитие речи дошкольников как процесс овладения родного языка 1
5. Охрана объектов животного мира и среды их обитания Алтайского кра
6. «Русскость» как топос «локального текста»- случай Мурома
7. нейших исследовательских проблем
8. Убийство президента США Д
9. Патологія захворювань кишечника
10. тематизированы все важные нормативные документы высших органов законодательной и исполнительной власти
11. Доклад- Украинский фондовый рынок
12. Курсовая работа- Государственное управление в пограничной сфере
13. Crvn
14. Psychologi Ver. В своей книге известный психоаналитик и один из ведущих представителей американской эк
15. Курсовая работа- Учет и оценка материально-производственных запасов
16. Легенды и мифы русского интима
17. Шпоры по Финансовому праву РФ
18. ПРАКТИКУМ З ЗАГАЛЬНОЇ ПСИХОЛОГІЇ ПОНЯТТЯ МЕТОДУ НАУКОВОГО ДОСЛІДЖЕННЯ Наукове дослідженняце пр
19. Динаміка поствакцинального імунітету у курей щодо метапневмовірусної інфекції
20. а образ мыслей действий и средств общения