Министерство
образования и науки РФ
Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Комсомольский -на- Амуре государственный
Технический университет»
Институт КП МТО
Кафедра МАХП
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту
по деталям машин
Студент: Булдыгерова А.В.
Группа: 4 ТС-1
Преподаватель: Ступин А.В.
2007
Содержание:
Задание на проектирование
1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет двигателя. 3
2. Выбор материала червяка и червячного колеса 6
2.1 Выбор материала 6
2.2 Выбор допускаемых напряжений 6
2.3 Проектный расчет на контактную выносливость 7
2.4 Проверочный расчет 9
3. Расчет открытой передачи 10
3.1 Проектный расчет 10
3.2 Проверочный расчет 12
4. Расчет валов редуктора 13
4.1 Определение сил действующих на валы 13
4.2 Выбор материала валов 14
4.3 Определение геометрических параметров ступеней валов 14
4.4 Предварительный выбор подшипников 16
4.5 Эскизная компоновка редуктора 16
4.6 Расчет нагружения валов 16
4.7 Проверочный расчет 22
4.8 Проверочный расчет шпонок 23
4.9 Проверочный расчет валов 24
5. Определение конструктивных размеров зубчатого колеса, шкивов и
корпуса редуктора 27
6. Выбор смазки 29
7. Выбор муфты 30
Список используемой литературы 31
1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет двигателя
1. Определяем общий кпд привода по формуле:
h=hзп×hоп×hпк2×hм×hпс,
где hзп - кпд закрытой червячной передачи;
hоп - кпд открытой клиноременной передачи;
hпк - кпд пары подшипников качения;
hм - кпд муфты;
hпс - кпд пары подшипников скольжения.
По таблице 2.2 (1, с.40) назначаем следующие значения кпд элементов двигателя: ηзп = 0,97; ηоп = 0,96; ηпк = 0,99; ηм = 0,98; ηпс = 0,98.
η = 0,97·0,96·0,992·0,98·0,98 = 0,88
2. Определяем требуемую мощность Ррм в кВт на валу рабочей машины:
Pрм = F·V,
где F – грузоподъемность лебедки кН;
V – скорость подъема, м/с;
P = 0.5·3 = 1.5.
3. Определяем требуемую мощность двигателя Рдв в кВт по формуле:
Рдв = Ррм/ηобщ;
Рдв = 1.5/0,88 = 1.7.
4. Определяем номинальную мощность двигателя Рном, кВт:
Рном≥Рдв
по таблице 2.1. (стр. 39) выбираем Рном=2.2
2.2>1.08
nдв=1000об/мин; тип двигателя 80А, В.
5. По таблице К9 выбираем марку двигателя: 4АМ100L6У3 для которого
nном=950 об/мин.
6. Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины nрм,
об/мин:
nрм=60∙1000·V/πD=60∙1000∙3/3,14∙800=71,65
7. Определяем общее передаточное число привода uобщ по формуле:
uобщ = nном/nрм =950/73,08=13
принимаем передаточное число закрытой передачи изп=5, тогда
иоп=иобщ/изп=13/5=2,6
8. Определяем мощности Р в кВт на валах привода по формулам:
Рдв = 1,7.
Р1 = Рдв·ηоп·ηпк;
Р1 = 1,7·0,96·0,99 = 1.6.
Р2 = Р1·ηзп·ηпк;
Р2 = 1,6·0,97·0,99 = 1,55.
Ррм = Р2·ηм·ηпс;
Р4 = 1,55·0,98·0,98 = 1,5.
9. Определяем частоты вращения n в об/мин и угловые скорости ω в рад/с валов привода:
nном = 950, ωном = π·nном/30;
n1 = nном/uоп, ωном = 3,14·950/30 = 99,4.
n1 = 950/2,6 = 365; ω1 = ωном/uоп;
n2 =n1/изп, ω1 = 99,4/2,6 = 38,2.
n2=365/5=73,08; ω2 = ω1/uзп;
nрм=n2=73,08. ω2 =38,2/5=7,65.
ωрм = ω2=7,65.
10. Определяем крутящие моменты Т в Н·м на валах привода по формуле:
Тдв = Рдв∙10³/ωном;
Тдв = 1,7·10³/99,4 = 17;
Т1=Тдв·иоп· ηоп·ηпк;
Т1=17·2,6· 0,96·0,99=42;
Т2=Т1·изп· ηзп·ηпк;
Т2=42·5· 0,97·0,99=203;
Трм=Т2 · ηм·ηпс;
Трм=203 · 0,98·0,98=195;
Результаты расчетов сводим в таблицу 1.1.
Таблица 1.1 – Кинематические и силовые параметры привода.
|
параметр |
передача |
параметр |
вал |
||||
|
червячная |
ременная |
двигателя |
редуктора |
Приводной рабочей машины |
|||
|
быстроходный |
тихоходный |
||||||
|
Передаточное число, и |
5 |
2,6 |
Расчетная мощность Р, кВт |
1,7 |
1,6 |
0,55 |
1,5 |
|
Угловая скорость ω, 1/с |
99,4 |
38,2 |
7,65 |
7,65 |
|||
|
КПД |
0,97 |
0,96 |
Частота вращения n, об/мин |
950 |
365 |
73,08 |
73,08 |
|
Вращающий момент Т, Нм |
17 |
42 |
203 |
195 |
|||
2 Выбор материала червяка и червячного колеса.
2.1 Выбор материала
В зависимости от передаваемой мощности по таблице 3.1 (с.49) выбираем следующие марки стали: для изготовления зубчатых колес материал с твердостью твердость HB ≤ 350, шестерня –сталь 40Х (термообработка-улучшение,269…302 HB), зубчатое колесо –сталь 40Х (термообработка-улучшение,235…262 HB).
Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса по условию: HBср1 ─ HBср2 =20…50
HBср1 =0,5(269+302)=285,5
HBср2 =0,5(235+262)=248,5
HBср1 ─ HBср2 =285,5-248,5=37
Условие прирабатываемости выполняется.
2.2 Расчет допускаемых напряжений
а) Определяем допускаемое контактное напряжение зубьев колес:
Определим допускаемые контактные напряжения по формуле: [s]Н0 =1,8 HBср +67
[s]Н01 = 1,8·285,5+67=581 н/мм²;
[s]Н02 = 1,8·248,5+67=514 н/мм²;
Рассчитываем коэффициент долговечности:
|
K
HL2= |
|
K HL1= |
Где Nно1 и Nно2 – число
циклов перемены напряжений соответствующее пределу выносливости: Nно1=2,5· 
,
Nно2=1,6· , [1;табл. 3.3]
N 1 и N 2 – число циклов перемены напряжений за весь срок службы.
N 1 =573×w1×Lh
=573·38,2·26280=575·
N 2 =573×w2×Lh
=573·7,65·26280=115·
Так как N 1 > Nно1 и N 2 > Nно2 , то К HL1 = К HL2 =1
Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев колес.
[s]Н = K HL · [s]НO
[s]Н1 =1·581= 581 н/мм²;
[s]Н2 =1·514= 514 н/мм²;
Для расчета зубчатых колес принимаем:
[s]Н =514 н/мм²
в) Расчет допускаемых напряжений изгиба зубьев колес. Определим напряжения изгиба зубьев колес, соответствующих числу циклов перемены напряжений NFO по формуле:
[σ] FО =1,03 HBср
[σ] FО1 =1,03·285,5=294 н/мм²;
[σ] FО2 =1,03·248,5=256 н/мм²;
Определяем коэффициенты долговечности для зубьев шестерни и колеса.
|
K FL1 = |
|
K FL2 = |
Где N FO =4· - для всех деталей. Так как N 1 >
NFO и N 2 > NFO, то
K FL1 = K FL2 =1. Определяем допускаемые напряжения изгиба зубьев колес: [σ] F = K FL·[σ] FО
[σ] F1 =1·294=294 н/мм²;
[σ] F2 =1·256=256 н/мм²;
Принимаем для дальнейшего расчета параметров зацепления [σ] F =256 н/мм²;
2.3 Проектный расчет на контактную выносливость.
а) Определяем межосевое расстояние, а w:
, где
Ка=43-вспомогательный коэффициент
Ψа =b2 / аw –коэффициент ширины венца колеса
Ψа = 03 [1,стр.61]
КHβ –коэффициент
неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев КHβ =1.
Принимаем
=120 мм.
б) Определяем модуль зацепления:
, где
= 5,8-вспомогательный коэффициент.
200 мм- делительный диаметр колеса.
мм –ширина венца колеса.
мм
Принимаем m=1,5
в) Определяем угол наклона зубьев 
г) Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:
д) Уточняем действительную величину угла наклона зубьев:
е) Определяем число зубьев шестерни:
ж) Определяем число зубьев колеса:
з) Определяем фактическое
передаточное число: 
и) Определяем основные геометрические характеристикипередачи:
-диаметр делительной окружности: 
-диаметр вершин зубьев:
мм
мм
-диаметр впадин зубьев:
мм
мм
-ширина венца:
мм
мм
2.4) Проверочный расчет
а) Проверка межосевого расстояния:
мм
б) Проверка контактных напряжений:
н/мм² , где К=376-вспомогательный
коэффициент.
Н
–окружная сила в зацеплении.
-коэффициент,
учитывающий нагрузку между зубьями. Зависит от окружной скорости и степени
точности передачи.
м/с-
девятая степень точности [1,табл. 4.2]
=1,11 [1,табл.
4.2]
- коэффициент динамической нагрузки
=1,01
[1,табл. 4.3]
> [G]H
Условие прочности не выполняется.
Перегрузка
, что является допустимым.
в) Проверка напряжений изгиба зубьев шестерни и колеса.
н/мм²,
н/мм², где
[1, стр.
66], 
, 
[1,
табл.4.3],
и 
-коэффициенты формы зуба [1,
табл.4.4],
-
коэффициент, учитывающий наклонзуба.
н/мм² 
н/мм² 
Условие прочности выполняется.
3 Расчет открытой передачи
3.1 Проектный расчет
а) Выбираем сечение ремня [1,рис. 5.4] сечение ремня ^
б) Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива [1,табл. 5.4]
мм.
Принимаем 
мм.
в) Определяем диаметр ведомого
шкива: 
где 
- коэффициент скольжения
мм
Принимаем 
мм
[1, К 40]
г) Определяем фактическое передаточное число
, 
, что является допустимой.
д) Определяем ориентировочное
межосевое расстояние 
, где
H- высота сечения ремня Н=9,5 мм [1, табл. К31]
мм.
е) Определяем расчетную длину ремня:
мм
Принимаем 
мм,
[1, табл. К31]
ж) Уточняем значение межосевого расстояния,(мм).
з) Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива.
Условие обхвата выполняется.
и) Определяем скорость ремня.
м/с
м/с
к) Определяем допускаемую мощность, передаваемую поликлиновым ремнем с 10 клиньями.
, где 
- допускаемая приведенная мощность 
[1, табл. 5.5], 
- поправочные коэффициенты [1, табл. 5.2]
; 
; 
;
л) Определяем число клиньев поликлинового ремня:
клиньев
м) Определяем силу предварительного натяжения ремня:
н) Определяем окружную силу, передаваемую ремнем.
о) Определяем силы
натяжения ведущей 
ветвей:
п)
Определяем силу давления ремней на вал:
3.2 Проверочный расчет.
Проверяем прочность ремня по
максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви: 
н/мм²,
где 
- напряжение растяжения
, А –
площадь поперечного сечения ремня [1, табл. К31]
н/мм²,
-
напряжение изгиба
, где Е=80…100 мм²- модуль продольной
упругости ремня
- напряжение от центробежных сил.
, где Р
=1250…1400 кг⁄м³- плотность материала ремня
н⁄мм²
Условие прочности выполняется.
4 Расчет валов редуктора.
4.1 Определение сил, действующих на валы.
а) Силы в зацеплении цилиндрической зубчатой передачи:
- окружные силы
- радиальные силы
- осевые силы
б) Консольные силы
- сила давления ремней на вал:
( см.
4.1 «п»)
- сила давления на муфте
y
z
 |
|||
 |
|||
ω2 x
Ft2 Fz2 T2
FM
Fa1 Fa2 ω1 T1
Ft1
 |
Fon x FZ2
450
Fon y
Fon
4.2 Выбор материала валов.
Для изготовления валов, согласно рекомендациям [1, стр.110] принимаем сталь 40 Х. Допускаемые напряжения на кручение [τ]=10…25 н/мм².
4.3 Определение геометрических параметров ступеней валов.
а) Вал 1. быстроходный первая ступень под шкив.
мм
Принимаем 
мм.
мм
Вторая ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник.
мм
Принимаем 
мм
(под подшипник 306)
мм
Третья ступень – под шестерню
мм
определяется
по эскизной компоновке
Четвертая ступень – под подшипник
мм
мм
 |
|
|||||||
 |
 |
 |
|||||
|
|
|
 |
|
б) Вал 2 – тихоходный.
Первая ступень- под полумуфту
мм
Принимаем 
мм
мм
Вторая ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник.
мм
Принимаем 
мм
(под подшипник 209)
мм
Третья ступень – под зубчатое колесо.
мм
определяется по эскизной компоновке
Четвертая ступень – под подшипник
мм
мм
|
|
|
|
 |
4.4 Предварительный выбор подшипников
При 
,
согласно рекомендациям [1, табл.7.2], в цилиндрических
зубчатых редукторах устанавливаются шариковые радиальные подшипники враспор (на быстроходном валу - средней серии , на тихоходном – легкой серии).
Вал 1 – подшипник 306(
)
Вал 2 – подшипник 209(
)
4.5 Эскизная компоновка редуктора (см. чертеж).
4.6 Расчет нагружения валов.
Вал 1 (быстроходный) 
y
z
RAx RAy Fa1
Rbx x
1 A 2 3 Ft1 B
Fon x 
Fon y Rby
Fon
62 50 
50
1,5 Mx (H·M)
|
40,6 3,0
My (H·M)
40,6
42 MZ (H·M)
 |
а) Вертикальная плоскость
Определяем реакции опор
Проверка: 
,
0=0
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси х.
, 
б) Горизонтальная плоскость.
Определяем реакции опор.
Проверка: 
,
0=0
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У.
в) Строим эпюру крутящих моментов.
г) Определим величину суммарного изгибающего момента в наиболее опасном сечении (под подшипником В)
д) Определим суммарные реакции опор.
Вал 2 (тихоходный): 
, 
,
,
, 
.
y
z
x
RBx
1 2 B 4
x 
3
RAx Ft2 Fz2 FM
RAy Fa2 RBy
55 55 89
 |
Mx(H·M)
4,3
36,7
My(H·M)
135 158
203 MZ(H·M)
 |
а) Вертикальная плоскость.
Проверка 
→ 0=0
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х.
б) Горизонтальная плоскость
Определим реакции опор
Проверка 
, 0=0
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У.
в) Строим эпюру крутящих моментов.
г) Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее опасных сечениях
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.
