Пояснительная записка к курсовому проекту по ТММ Расчет редуктора

Пояснительная записка к курсовому проекту «Детали машин»

Содержание:

Введение (характеристика, назначение).

1.      Выбор эл. двигателя и кинематический расчет.

2.      Расчет ременной передачи.

3.      Расчет редуктора.

4.      Расчет валов.

5.      Расчет элементов корпуса редуктора.

6.      Расчет шпоночных соединений.

7.      Расчет подшипников.

8.      Выбор смазки.

9.      Спецификация на редуктор.

Введение.

            Спроектировать привод к конвейеру по схеме. Мощность на ведомом валу редуктора P₃ = 3 кВт и W₃ = 2,3 p рад/c вращения этого вала.

1.Выбор эл. Двигателя и кинематический расчет.

1.1  Определяем общий h привода

h_общ = h_р*h_п²_*h_з = 0,96*0,99²*0,97 =0,913              

h- КПД ременной передачи

h- КПД подшипников

h- КПД зубчатой цилиндрической передачи

1.2  Требуемая мощность двигателя

Р_тр = Р₃/h_общ = 3/0,913 = 3,286 кВт

Р_тр - требуемая мощность двигателя

Р₃ – мощность на тихоходном валу

1.3  Выбираем эл. двигатель по П61.

Р_дв = 4 кВт

4А100S2У3                2880 min^-1                         

4А100L4У3                1440 min^-1

4А112МВ6У3             955 min^-1

4А132 8У3                  720 min^-1

1.4  Определяем общее передаточное число редуктора u_общ:

u_общ = n_дв/n₃ = 720*0,105/(2,3*p) = 10,47                            

n_дв – число оборотов двигателя

n₃ – число оборотов на тихоходном валу редуктора

n₃ = W₃/0,105 = 2,3*p/0,105 = 68,78 min^-1                           

W₃ – угловая скорость тихоходного вала

1.5  Принимаем по ГОСТу для зубчатой передачи u_з = 5, тогда передаточное число ременной передачи равно:

u_рем = u_общ / u_з = 10,47/ 5 =2,094

1.6  Определяем обороты и моменты на валах привода:

1 вал - вал двигателя:

n₁ = n_двиг =720 min^-1            W₁ = 0,105*n₁ = 0,105*720 =75,6 рад/c

T₁ = P_треб/W₁ = 3,286/75,6 = 43,466 Н*м

T₁ – момент вала двигателя

2 вал – тихоходный привода - быстроходный редуктора

n₂ = n₁/u_рем = 720/2,094 = 343,84 min^-1

W₂ = 0,105*n₂ =0,105*343,84 = 36,1 рад/c

T₂ = T₁*u_рем*h_р = 43,666*2,094*0,96 = 87,779 Н*м

3 вал - редуктора

n₃ = n₂/u_з = 343,84/5 = 68,78 min^-1

W₃ = 0,105*n₃ =0,105*68,78 = 7,22 рад/c

T₃ = Р_тр/W₃ = 3290/7,22 = 455,67 Н*м

2.Расчет ременной передачи.

2.1 Определяем диаметр меньшего шкива D₁ по формуле Саверина:

            D₁ = (115…135)

P₁ –мощность двигателя

n₁ –обороты двигателя

            D₁ = 125* мм по ГОСТу принимаем

2.2 Определяем скорость и сравниваем с допускаемой:

            V = p*D₁*n₁/60 = 3,14*0,225*720/60 = 8,478 м/с   

При этой скорости выбираем плоский приводной ремень из хлопчатобумажной ткани при V_окр1 £ 20 м/с

2.3 Определяем диаметр большего шкива D₂ и согласуем с ГОСТ:

D₂ = u_рем *D₁*(1-e) = 2,094*225*(1-0,015) = 464,08 мм

e -коэф. упругого скольжения

по ГОСТу принимаем D₂ = 450 мм

2.4 Выбираем межосевое расстояние a_рем для плоских ремней:

            (D₁+D₂) £ a_рем  £  2,5(D₁+D₂)

675 £ a_рем  £  1687,5                                     

2.5 Находим угол обхвата ремня j:

j » 180⁰-((D₂-D₁)/ a_рем)*60⁰

j » 180⁰-((450-225)/1000)*60⁰ = 180⁰-13,2⁰ = 166,5⁰

j = 166,5⁰ т.к. j ³ 150⁰ значит межосевое расстояние оставляем тем же.

2.6 Определяем длину ремня L:

L = 2*a_рем +(p/2)*(D₁+D₂)+(D₂-D₁)²/ 4*a_рем =2*1000+(3,14/2)*(450+225)+(450-225)²/4*1000 = 3072,4 мм

2.7 Определяем частоту пробега ремня n:

n = V/L = 8,478/3,0724 = 2,579 c^-1

n £ 4…5 c^-1

2.8 Вычисляем допускаемое полезное напряжение [G_F]:

[G_F] = G_Fo*C_j*C_V*C_p*C_g = 1,62*0,965*0,752*1*0,9 = 1,058 Мпа

G_Fo –по табл П11 G_Fo = 2,06-14,7*d/D_min                       d/D_min = 0,03

C_j -коэф. угла обхвата П12 : C_j = 0,965

C_V –коэф. скорости C_V = 1,04-0,0004*V² = 0,752

C_p –коэф. режима нагрузки П13 : C_p = 1

C_g -коэф зависящий от типа передачи и ее расположения C_g = 0,9

G_Fo = 2,06-14,7*0,03 = 1,62 Мпа

2.9 Вычисляем площадь поперечного сечения ремня S:

S = b*d = F_t/[G_F] = 388,09/(1,058*10⁶) = 0,0003668 м² = 366,8 мм²

F_t = 2T₁/D₁      F_t –окружная сила   T₁ –момент вала дв.

F_t = 2*43,66/0,225 = 388,09 H

Найдем по таблицам П7 ширину b = 60мм  и длину d =6,5 мм

По ГОСТу S = 60* 6,5 = 390 мм²     

2.10 Вычисляем силу давления на вал F для хлопчатобумажных ремней:

F » 3F_t

F = 3*388,09 = 1164,27 H                

3. Расчет редуктора.

3.1 Используя П21 и П28 Назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 45 с термической обработкой:

            Колесо (нормализация)                                Шестерня (улутшение)

НВ 180…220                                                 НВ 240..280

GМпа                                              GМпа

N_Ho = 10⁷                                                        N_Ho = 1,5*10⁷

GМпа                                               GМпа

Для реверсивной подачи

N_Fo = 4*10⁶                                                     N_Fo = 4*10⁶

3.2 Назначая ресурс передачи t_ч ³ 10⁴ часов находим число циклов перемены напряжений N_HE = N_FE = 60t_ч*n₃ ³ 60*10⁴*68,78 = 4,12*10⁷ т.к. N_HE > N_HO и N_FE > N_FO, то значения коэф. долговечности принимаем: K_HL = 1 и K_FL = 1

Допускаемые напряжения для колеса:

G_HL = 420 МПа                        G_FL = 110 МПа

для шестерни:

G_HL = 600 МПа                        G_FL = 130 МПа

3.3 Определения параметров передачи:

K_a = 4300                    коэф. для стальных косозубых колес

Y_ba = 0,2…0,8             коэф. ширины колеса Y_ba = 0,4

Y_bd = 0,5Y_ba*(u_з+1) = 0,5*0,4*(5+1) = 1,2             

по П25 K_Hb » 1,05 и так найдем межосевое расстояние a_w:

a_w ³ K_a*(u_з+1)^-7 = 0,1679 м

по ГОСТу a_w = 180 мм

3.4 Определяем нормальный модуль m_n:

m_n = (0,01…0,02)a_w = 1,8...3,6 мм по ГОСТу

3.5 Обозначаем угол наклона линии зуба b:

b = 8…20⁰ принимаем b = 15⁰

Находим кол-во зубьев шестерни Z₁:

Z₁ = 2a_w*cosb/[m_n(u_з+1)] = 2*180*cos15⁰/[2,5(5+1)] = 23,18

Принимаем Z₁ = 23

Тогда Z₂ = u_з*Z₁ = 5*23 = 115

Находим точное значение угла b:

cosb = m_n*Z₁(u_з+1)/2a_w = 2,5*23*6/360 = 0,9583               

3.6 Определяем размер окружного модуля m_t:

m_t = m_n/cosb =2,5/cos16⁰ 35^/ = 2,61 мм

3.7 Определяем делительные диаметры d, диаметры вершин зубьев d_a, и диаметры впадин d_f шестерни и колеса:

шестерня                                                        колесо

d₁ = m_t*Z₁ = 2,61*23 = 60 мм                       d₂ = m_t*Z₂ = 2,61*115 = 300 мм

d_a1 = d₁+2m_n = 60+2*2,5 = 65 мм                 d_a2 = d₂+2m_n = 300+5 = 305 мм

d_f1 = d₁-2,5m_n = 60-2,5*2,5 = 53,75 мм        d_f2 = d₂-2,5m_n = 300-2,5*2,5 = 293,75 мм

3.8 Уточняем межосевое расстояние:

a_w = (d₁+d₂)/2 = (60+300)/2 = 180 мм

3.9 Определяем ширину венца зубчатых колес b:

b = y_a*a_w = 0,4*180 = 72 мм

принимаем b₂ = 72 мм для колеса, b₁ = 75 мм

3.10 Определение окружной скорости передачи V_п:

V_п = p*n₂*d₁/60 = 3,14*343,84*60*10^-3/60 = 1,08 м/с

По таблице 2 выбираем 8-мую степень точности

3.11 Вычисляем окружную силу F_t:

F_t = P_тр/V_п = 3286/1,08 = 3,04*10³ Н

Осевая сила F_a:

F_a = F_t*tgb = 3,04*10³*tg16⁰ 36^/ = 906,5 H

Радиальная (распорная) сила F_r:

F_r = F_t*tga/cosb = 3040*tg20⁰/cos16⁰ 36^/ = 1154,59 H

3.12 Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев:

Z_H » 1,7                      при b = 16⁰ 36^/           по таб. 3

Z_M = 274*10³ Па^1/2                                         по таб. П22

e_a  »[1,88-3,2(1/Z₁+1/Z₂)]cosb = 1,64

Z_e =

e_b = b₂*sinb/(pm_n) = 72*sin16⁰ 36^//3,14*2,5 = 2,62 > 0,9

по таб. П25     K_Hb = 1,05

по таб. П24     K_Ha = 1,05

по таб. П26     K_HV = 1,01

коэф. нагрузки K_H = K_Hb*K_Ha *K_HV = 1,11

3.13 Проверяем контактную выносливость зубьев:

G_H=Z_H*Z_M*Z_e³*0,78*968,16=351,18 МПа << G_HP=420МПа

3.14 Определяем коэф.

по таб. П25                                         K_Fa = 0,91

по таб. 10                                           K_Fb = 1,1

K_FV = 3K_HV-2 = 3*1,01-2 = 1,03        K_FV = 1,03

Коэф. нагрузки:

K_F = K_Fa * K_Fb * K_FV  = 0,91*1,1*1,03 = 1,031

Вычисляем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:

Z₁/cos³b = 23/0,958³ = 26,1

Z₂/cos³b = 115/0,958³ = 131

По таб. П27 определяем коэф. формы зуба шестерни Y »3,94  при Z

По таб. П27 определяем коэф. формы зуба колеса Y » 3,77 при Z

Сравнительная оценка прочности зуба шестерни и колеса при изгибе:

G = 130/3,94 = 33 МПа

G = 110/3,77 = 29,2 МПа

Найдем значение коэф. Y_b:

Y_b = 1-b⁰/140⁰ = 0,884

3.15 Проверяем выносливость зубьев на изгиб:

G_F = Y_F*Y_b*K_F*F_t/(b₂m_n) = 3,77*0,884*1,031*3040/(72*2,5) = 58 МПа << G

4. Расчет валов.

            Принимаем [t_k]^/ = 25 МПа для стали 45 и [t_k]^// = 20 МПа для стали 35

4.1 Быстроходный вал

d ³ ^-2 м    принимаем по ГОСТу d_В1= 28 мм

принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d = 32 мм

принимаем диаметр вала под подшипник d = 35 мм

принимаем диаметр вала для буртика d = 44 мм

4.2 Тихоходный вал:

d ³ ^-2 м   принимаем по ГОСТу d_В2= 50 мм

принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d = 54 мм

принимаем диаметр вала под подшипник d = 55 мм

принимаем диаметр вала для колеса d = 60 мм

4.3 Конструктивные размеры зубчатого колеса:

диаметр ступицы d» (1,5…1,7) d = 90…102 мм       

длина ступицы l_cт » (0,7…1,8) d = 42…108 мм 

толщина обода d₀ » (2,5…4)m_n = 6,25…10 мм

Колесо изготовляем из поковки, конструкция дисковая.

Толщина e » (0,2…0,3)b₂ = 14,4…21,6 мм

4.4 Проверка прочности валов:

Быстроходный вал: G_-1 » 0,43G = 0,43*820 = 352 МПа

4.5 Допускаемое напряжение изгиба [G_И]_-1 при [n] = 2,2  K_s = 2,2 и k_ри = 1:

[G_И]_-1 = [G_-1/([n] K_s)] k_ри = 72,7 МПа

4.6.1 Определяем реакции опор в плоскости zOy :

Y_B = F_r/2+F_ad₁/4a₁ = 849,2 H

Y_A = F_r/2-F_ad₁/4a₁ = 305,4 H

4.6.2 Определяем реакции опор в плоскости xOz :

X_A = X_B = 0,5F_t = 0,5*3040 = 1520 H

4.6.3 Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz:

M_A = M_B = 0

M_A*a₁ = 305,4*0,05 = 15,27 Н*м

M_В*a₁ = 849,2*0,05 = 42,46 Н*м

в плоскости xOz:

M_A = M_B = 0

M_A*a₁ = 1520*0,05 = 76 Н*м

4.6.4 Крутящий момент T = T₂ = 87,779 Н*м

4.7 Вычисляем суммарный изгибающий момент М_и :

М_и =

Значит : G_и = 32M_и/pdМПа

t_к = 16T₂/(pd³) = 2,88 МПа

4.8 G_э111=8,11 МПа

4.9 Тихоходный вал:

Для стали 35 по таб. П3 при d < 100 мм G_B = 510 МПа

 G_-1 » 0,43G = 0,43*510 = 219,3 МПа

4.10 Допускаемое напряжение изгиба [G_И]_-1 при [n] = 2,2  K_s = 2,2 и k_ри = 1:

[G_И]_-1 = [G_-1/([n] K_s)] k_ри = 45,3 МПа

4.10.1 Определяем реакции опор в плоскости yOz :

Y_B = F_r/2+F_ad₂/4a₂ = 2022,74 H

Y_A = F_r/2-F_ad₂/4a₂ = -869,2 H

4.10.2 Определяем реакции опор в плоскости xOz :

X_A = X_B = 0,5F_t = 0,5*3040 = 1520 H

4.10.3 Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz:

M_A = M_B = 0

M_A*a₂ = -869,2*0,047 = -40,85 Н*м

M_В*a₂ = 2022,74*0,047 = 95,07 Н*м

в плоскости xOz:

M_A = M_B = 0

M_A*a₂ = 1520*0,047 = 71,44 Н*м

Крутящий момент T = T₃ = 455,67 Н*м

4.11 Вычисляем суммарный изгибающий момент М_и :

М_и = 118,92 Н*м

Значит : G_и = 32M_и/pdМПа

t_к = 16T₃/(pd³) = 13,95 МПа

4.12 G_э111= < 45,25 МПа

5. Расчет элементов корпуса редуктора.

            Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна.

5.1 Толщина стенки корпуса d » 0,025a_w+1…5 мм = 4,5+1…5 мм

5.2 Толщина стенки крышки корпуса d₁ » 0,02a_w+1…5 мм = 3,6+1…5 мм

5.3 Толщина верхнего пояса корпуса s » 1,5d = 13,5 мм

5.4 Толщина нижнего пояса корпуса t » (2…2,5)d = 18…22,5 мм

5.5 Толщина ребер жесткости корпуса C » 0,85d = 7,65 мм

5.6 Диаметр фундаментных болтов d_ф » (1,5…2,5)d = 13,5…22,5 мм

5.7 Ширина нижнего пояса корпуса К₂ ³ 2,1 d_ф  = 2,1*18 = 37,8 мм

5.8 Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой d_k » (0,5…0,6)d_ф

5.9 Толщина пояса крышки s₁ » 1,5d₁ = 12 мм

5.10 Ширина пояса соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников

K » 3d_k = 3*10 = 30 мм

5.11 Диаметр болтов для подшипников d_kп » 0,75d_ф = 0,75*18 = 13,5 мм

5.12 Диаметр болтов для крепления крышек подшипников

d_п » (0,7..1,4)d = 6,3…12,6 мм  

5.13 Диаметр обжимных болтов можно принять 8…16 мм

5.14 Диаметр болтов для крышки смотрового окна

d_kc =  6…10 мм         

5.15 Диаметр резьбы пробки для слива масла

d_пр ³ (1,6…2,2)d = 14,4…19,8 мм

5.16 Зазор y:

y » (0,5…1,5)d = 4,5…13,5 мм       

5.17 Зазор y₁:

y₁ » (1,5…3)d  = 13,5…27 мм

yd = 27…36 мм

5.18 Длины выходных концов быстроходного и тихоходного валов:

l₁ » (1,5…2)d_B1 = 42…56 мм           

l₂ » (1,5…2)d_B2 = 75…100 мм         

5.19 Назначаем тип подшипников

средняя серия для быстроходного вала и легкая для тихоходного

d = d = 35 мм, D₁ = 80 мм, Tмм

d = d = 55 мм, D₂ = 100 мм, Tмм

размер X » 2d_п, принимаем X^/ = X^// = 2dмм

размер l» 1,5 Tмм

l = 8…18 мм

осевой размер глухой крышки подшипника

l» 8…25 мм

5.20 Тихоходный вал:

a₂ » y+0,5l_ст= 9+0,5*75 = 46,5 мм

быстроходный вал

a₁ » l₁ = 12+0,5*75 = 49,5 мм

5.21 Габаритные размеры редуктора:

ширина В_Р

В_Р » l₂+ l_ст+ l₁ = 85+35+ 2,5*23+18+75+15+50 = 335,5 мм

Длина L_p

L_p » 2(K₁+d+y₁)+0,5(d_a2+d_a1)+a_w = 2(25+9+20)+0,5(305+60)+ 180 = 470  мм

Высота Н_Р

Н_Р » d₁+y₁+d_a2+yмм

6. Расчет шпоночных соединений.

6.1 Быстроходный вал d_B1= 28 мм по П49 подбираем шпонку b´h = 8´7