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. Эволюционное значение кистепёрых рыб
2. Золотой ус или каллисия душистая
3. Mil Публикуется с разрешения автора
4. реферата Потому что я хочу сравнить античную философию с древневосточной
5. Сущность маркетинга
6. Португалия как новый сегмент туристского бизнеса в России
7. Прогнозирование развития экстремального туризма в Крыму
8. Современная научно-техническая документация на статистические методы анализа результатов измерени
9. Реферат- Краеведение в школе
10. технического общества Все то что уже сказано об обществе и его развитии дает нам основание рассмотреть
11.  п. конструкция не является самодостаточной в себе самой несущей конечный смысл своего существования
12. МЕДИЦИНАЛЫ~ УНИВЕРСИТЕТ АСТАНА А~ 1 Денсаулы~ са~тау кафедрасы П~Н БОЙЫНША БІЛІМ Ж~НЕ ДА~ДЫЛА
13. ІНФОРМАЦІЙНІ СИСТЕМИ І ТЕХНОЛОГІЇ ОБЛІКУ
14. Услуги торговли
15. Диагноз- атрезия желчевыводящих протоков
16. Философия 1
17. 1984 пройшло більше ніж півстоліття проте сьогодні він все ще входить до списку найбільш популярних творів
18. территориальном отношении страна делится на 20 областей а они в свою очередь на 95 провинций а те ~ на 8 тысяч
19. а- малокомфортное рабочее место посторонний шум отвлекающий внимание гиперактивный или разговорчивый сос
20. Материально-техническая база сельхозпредприятия и ее обновление в условиях рынка