Пояснительная записка к курсовому проекту по ТММ Расчет редуктора

Пояснительная записка к курсовому проекту «Детали машин».

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.

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

1.Выбор эл. Двигателя и кинематический расчет. 1. Определяем общий (привода (общ= 0,913 (общ = (р*(п2*(з = 0,96*0,992*0,97 =0,913 (- КПД ременной передачи (- КПД подшипников (- КПД зубчатой цилиндрической передачи.

2. Требуемая мощность двигателя Ртр=3,286 кВт Ртр = Р3/(общ = 3/0,913 = 3,286 кВт Ртр — требуемая мощность двигателя Р3 — мощность на тихоходном валу.

3. Выбираем эл. двигатель по П61. Рдв = 4 кВт 4А132 8У3 720 min-1.

4А100S2У3 2880 min-1 4А100L4У3 1440 min-1 4А112МВ6У3 955 min-1 4А132 8У3 720 min-1.

4. Определяем общее передаточное число редуктора uобщ: uобщ = 10,47 uобщ = nдв/n3 = 720*0,105/(2,3*() = 10,47 nдв — число оборотов двигателя n3 = 68,78 min-1 n3 — число оборотов на тихоходном валу редуктора n3 = W3/0,105 = 2,3*(/0,105 = 68,78 min-1 W3 — угловая скорость тихоходного вала.

5. Принимаем по ГОСТу для зубчатой передачи uз = 5, тогда передаточное число ременной передачи равно: uрем = 2,094 uрем = uобщ / uз = 10,47/ 5 =2,094.

6. Определяем обороты и моменты на валах привода: 1 вал — вал двигателя: n1 = nдвиг =720 min-1 W1 = 0,105*n1 = 0,105*720 =75,6 рад/c T1 = Pтреб/W1 = 3,286/75,6 = 43,466 Н*м T1 — момент вала двигателя.

2 вал — тихоходный привода — быстроходный редуктора n2 = n1/uрем = 720/2,094 = 343,84 min-1 W2 = 0,105*n2 =0,105*343,84 = 36,1 рад/c T2 = T1*uрем*(р = 43,666*2,094*0,96 = 87,779 Н*м 3 вал — редуктора n3 = n2/uз = 343,84/5 = 68,78 min-1 W3 = 0,105*n3 =0,105*68,78 = 7,22 рад/c T3 = Ртр/W3 = 3290/7,22 = 455,67 Н*м.

|ВАЛ |n |W |T | | |min-1 |рад/c |Н*м | |1 |720 |75,6 |43,666 | |2 |343,84 |36,1 |87,779 | |3 |68,78 |7,22 |455,67 |.

2.Расчет ременной передачи. 2.1 Определяем диаметр меньшего шкива D1 по формуле Саверина:

D1 = (115…135)[pic] P1 -мощность двигателя n1 -обороты двигателя V = 8,478 м/с D1 = 225 мм.

D1 = 125*[pic]=221,39 мм по ГОСТу принимаем.

2.2 Определяем скорость и сравниваем с допускаемой:

V = (*D1*n1/60 = 3,14*0,225*720/60 = 8,478 м/с При этой скорости выбираем плоский приводной ремень из хлопчатобумажной ткани при Vокр1 (20 м/с.

2.3 Определяем диаметр большего шкива D2 и согласуем с ГОСТ:

D2 = uрем *D1*(1-() = 2,094*225*(1−0,015) = 464,08 мм D2 = 450 мм (-коэф. упругого скольжения по ГОСТу принимаем D2 = 450 мм.

2.4 Выбираем межосевое расстояние aрем для плоских ремней: aрем= 1000 мм.

(D1+D2) (aрем (2,5(D1+D2).

675 (aрем (1687,5.

2.5 Находим угол обхвата ремня (: ((1800-((D2-D1)/ aрем)*600 (= 166,50 ((1800-((450−225)/1000)*600 = 1800−13,20 = 166,50 (= 166,50 т.к. ((1500 значит межосевое расстояние оставляем тем же.

2.6 Определяем длину ремня L: L = 3072,4 мм L = 2*aрем +((/2)*(D1+D2)+(D2-D1)2/ 4*aрем =2*1000+(3,14/2)*(450+225)+(450- 225)2/4*1000 = 3072,4 мм.

2.7 Определяем частоту пробега ремня (: (= 2,579 c-1 (= V/L = 8,478/3,0724 = 2,579 c-1 ((4…5 c-1.

2.8 Вычисляем допускаемое полезное напряжение [GF]: [GF] = GFo*C (*CV*Cp*C (= 1,62*0,965*0,752*1*0,9 = 1,058 Мпа GFo -по табл П11 GFo = 2,06−14,7*(/Dmin (/Dmin = 0,03 [GF] = 1,058 Мпа C (-коэф. угла обхвата П12: C (= 0,965 CV -коэф. скорости CV = 1,04−0,0004*V2 = 0,752 Cp -коэф. режима нагрузки П13: Cp = 1 C (-коэф зависящий от типа передачи и ее расположения C (= 0,9 GFo = 2,06−14,7*0,03 = 1,62 Мпа.

2.9 Вычисляем площадь поперечного сечения ремня S: S = b*(= Ft/[GF] = 388,09/(1,058*106) = 0,3 668 м² = 366,8 мм² Ft = 2T1/D1 Ft -окружная сила T1 -момент вала дв. Ft = 2*43,66/0,225 = 388,09 H S = 390 мм² Найдем по таблицам П7 ширину b = 60 мм и длину (=6,5 мм B = 70 мм По ГОСТу S = 60* 6,5 = 390 мм².

2.10 Вычисляем силу давления на вал F для хлопчатобумажных ремней:

F = 1164,27 H.

F (3Ft.

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.

G[pic]= 420 Мпа G[pic]= 600 Мпа.

NHo = 107 NHo = 1,5*107.

G[pic]=110 Мпа G[pic]=130 Мпа.

Для реверсивной подачи.

NFo = 4*106 NFo = 4*106.

3.2 Назначая ресурс передачи tч (104 часов находим число циклов перемены напряжений NHE = NFE = 60tч*n3 (60*104*68,78 = 4,12*107 т.к. NHE > NHO и NFE > NFO, то значения коэф. долговечности принимаем: KHL = 1 и KFL = 1 Допускаемые напряжения для колеса: G[pic]= G[pic]*KHL = 420 МПа G[pic]= G[pic]*KFL = 110 МПа для шестерни: G[pic]= G[pic]*KHL = 600 МПа G[pic]= G[pic]*KFL = 130 МПа.

3.3 Определения параметров передачи: Ka = 4300 коэф. для стальных косозубых колес (ba = 0,2…0,8 коэф. ширины колеса (ba = 0,4 (bd = 0,5(ba*(uз+1) = 0,5*0,4*(5+1) = 1,2 по П25 KH ((1,05 и так найдем межосевое расстояние aw: aw = 180 мм aw (Ka*(uз+1)[pic]= 25 800*64,92−7 = 0,1679 м по ГОСТу aw = 180 мм.

mn = 2,5 мм 3.4 Определяем нормальный модуль mn: mn = (0,01…0,02)aw = 1,8…3,6 мм по ГОСТу.

(= 150 3.5 Обозначаем угол наклона линии зуба (: (= 8…200 принимаем (= 150 Находим кол-во зубьев шестерни Z1: Z1 = 23 Z1 = 2aw*cos (/[mn (uз+1)] = 2*180*cos150/[2,5(5+1)] = 23,18 Принимаем Z1 = 23 Z2 = 115 Тогда Z2 = uз*Z1 = 5*23 = 115.

Находим точное значение угла (: (= 160 35/ cos (= mn*Z1(uз+1)/2aw = 2,5*23*6/360 = 0,9583.

mt = 2,61 мм 3.6 Определяем размер окружного модуля mt: mt = mn/cos (=2,5/cos160 35/ = 2,61 мм.

3.7 Определяем делительные диаметры d, диаметры вершин зубьев da, и диаметры впадин df шестерни и колеса: шестерня колесо d1 = mt*Z1 = 2,61*23 = 60 мм d2 = mt*Z2 = 2,61*115 = 300 мм da1 = d1+2mn = 60+2*2,5 = 65 мм da2 = d2+2mn = 300+5 = 305 мм df1 = d1−2,5mn = 60−2,5*2,5 = 53,75 мм df2 = d2−2,5mn = 300−2,5*2,5 = 293,75 мм d1 = 60 мм d2 = 300 мм da1 = 65 мм da2 = 305 мм df1 = 53,75 мм df2 = 293,75 мм.

3.8 Уточняем межосевое расстояние: aw = (d1+d2)/2 = (60+300)/2 = 180 мм.

3.9 Определяем ширину венца зубчатых колес b: b = (a*aw = 0,4*180 = 72 мм принимаем b2 = 72 мм для колеса, b1 = 75 мм.

Vп = 1,08 м/с 3.10 Определение окружной скорости передачи Vп: Vп = (*n2*d1/60 = 3,14*343,84*60*10−3/60 = 1,08 м/с По таблице 2 выбираем 8-мую степень точности.

Ft = 3,04*103 Н 3.11 Вычисляем окружную силу Ft: Ft = Pтр/Vп = 3286/1,08 = 3,04*103 Н Fa = 906,5 H Осевая сила Fa: Fa = Ft*tg (= 3,04*103*tg160 36/ = 906,5 H Fr = 1154,59 H Радиальная (распорная) сила Fr: Fr = Ft*tg (/cos (= 3040*tg200/cos160 36/ = 1154,59 H.

3.12 Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев: ZH (1,7 ZH (1,7 при (= 160 36/ по таб. 3 ((= 1,64 ZM = 274*103 Па½ по таб. П22 ((([1,88−3,2(1/Z1+1/Z2)]cos (= 1,64 Ze = 0,7 ZM = 274*103 Па½ Ze = [pic]=[pic]= 0,78 ((= b2*sin (/((mn) = 72*sin160 36//3,14*2,5 = 2,62 > 0,9 по таб. П25 KH (= 1,05 по таб. П24 KH (= 1,05 KH = 1,11 по таб. П26 KHV = 1,01 коэф. нагрузки KH = KH (*KH (*KHV = 1,11 GH = 371,84 МПа.

3.13 Проверяем контактную выносливость зубьев: GH=ZH*ZM*Ze[pic]=1,7*274*103*0,78*968,16=351,18 МПа 20…25% то принимаем радиальноупорные роликоподшипники.

7.3 Определяем осевые составляющие реакции подшипников при е = 0,319 для средней серии при d = 35 мм: SA = 0,83e*FrA = 0,83*0,319*1580,17 = 418,38 H SB = 0,83e*FrB = 0,83*0,319*1741,13 = 461 H.

7.4 По таблице 5 находим суммарные осевые нагрузки: т.к. SA < SB и Fа = 906,5 > SB-SA = 42,62 H то FaA = SA = 418,38 H и FaB = SA+Fa = 1324,88 H (расчетная).

Lh = 15*103 часов 7.5 Долговечность подшипника Lh: Lh = (12…25)103 часов V = 1 т.к. вращается внутреннее кольцо П45 Kб = 1,6 П46 Кт = 1 П47 При FaB/VFrB = 1324,88/1*1741,13 = 0,76 > e=0,319 по таб. П43 принимаем X = 0,4 Y = 1,881 n = n2 = 343,84 min-1 (= 10/3.

7.6 Вычислим динамическую грузоподъемность подшипника Стр = (XVFrB+YFaB)KбKт (6*10−5n2Lh)1/(= 24,68 кН.

7.7 По таб. П43 окончательно принимаем подшипник 7307 средней серии d = 35 мм D = 80 мм Tmax = 23 мм С = 47,2 кН.

nпр > 3,15*103 min-1.

7.8 Тихоходный вал FrA = 1750,97 H Fa = 906,5 H FrB = 2530,19 H FrA = [pic]= 1750,97 H FrB = [pic]= 2530,19 H Т.к. FrB > FrA то подбор подшипников ведем по опоре В.

7.9 Выбираем тип подшипника т.к. (Fa/FrB)*100% = (906,5/2530,19)*100% = 35,83% > 20…25% то принимаем радиальноупорные роликоподшипники.

7.10 Определяем осевые составляющие реакции подшипников при е = 0,411 для легкой серии при d = 55 мм: SA = 0,83e*FrA = 0,83*0,411*1750,97 = 597,3 H SB = 0,83e*FrB = 0,83*0,411*2530,19 = 863,1 H.

7.11 По таблице 5 находим суммарные осевые нагрузки: т.к. SA < SB и Fа = 906,5 > SB-SA = 265,8 H то FaA = SA = 597,3 H и FaB = SA+Fa = 1500,2 H (расчетная).

7.12 При FaB/VFrB = 1500,2/1*2530,19 = 0,523 > e=0,411 по таб. П43 принимаем X = 0,4 Y = 1,459 n3 = 59,814 min-1 (= 10/3.

7.13 Вычислим динамическую грузоподъемность подшипника при Lh = 15*103часов, V=1, Kб = 1,6, Кт = 1, (= 10/3 Стр = (XVFrB+YFaB)KбKт (6*10−5n3Lh)1/(= 13,19 кН.

7.7 По таб. П43 окончательно принимаем подшипник 7211 легкой серии d = 55 мм D = 100 мм Tmax = 23 мм С = 56,8 кН.

nпр > 4*103 min-1.

8. Выбор смазки. Для тихоходных и среднескоростных редукторов смазки зубчатого зацепления осуществляется погружением зубчатого колеса в маслянную ванну кратера, обьем которой Vk=0,6Р3 =1,8 л. V = 1,08 м/с Масло И-100А, которое заливается в кратер редуктора с таким расчетом, чтобы зубчатое колесо погрузилось в масло не более чем на высоту зуба. ———————————- [pic].