Информация о готовой работе

Бесплатная студенческая работ № 4444

Введение

Цель курсового проектирования - систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемых редукторах используются различные передачи. Передачи классифицируются: По принципу действия: а) с использованием сил трения (фрикционные, ременные). б) работающие в результате возникновения давления между зубьями и кулачками. Введение

2.1. Выбор двигателя, кинематический расчет привода. 2.1.1. Требуемая мощность рабочей машины: Р рм = 4 кВт. 2.1.2. Определим общий коэффициент полезного действия (кпд) привода: ?= ? зп * ?пк * ? кп, где ? зп = 0,85 - кпд червячной передачи, ? пк = 0,99 - кпд подшипников качения ( 2 пары), ? кп = 0,95 - кпд клиноременной передачи. ? = 0,85. 0,992. 0,95 = 0,79143075. 2.1.3. Определим требуемую мощность двигателя: Рдв = Ррм / ? = 4 / 0,79143075 = 5,054 кВт. 2.1.4. Определим номинальную мощность двигателя: Р ном ? Рдв , Рном = 5,5 кВт. 2.1.5. Выбираем тип двигателя по табл. К9: Двигатель асинхронный короткозамкнутый трехфазный общепромышленного применения, закрытый, обдуваемый типа 4АМ100L2У3, с частотой вращения 3000 об/мин, n ном. = 2880 об/ мин. 2.2. Определение передаточного числа привода и его ступеней 2.2.1.Частота вращения выходного вала редуктора: nрм = 55 об/мин. 2.2.2. Определим передаточное число привода: U = nном1/nрм = 2880/55 =52,36. 2.2.3. Определим передаточные числа ступеней привода: U = Uзп. Uоп = 20. 2,618 2.2.4. Определим максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины nрм: ?nрм= nрм *? /100 = 55*5/ 100 = 2,75 об/мин. 2.2.5. Определим допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины: [nрм] = nрм + ? nрм = 55+2,75 = 57,75 об/мин. 2.2.6. Определим фактическое передаточное число привода: Uф= nном/[nрм] = 2880/57,75 = 49,87. 2.2.7. Уточняем передаточные числа: Uзп=10 Uоп=4,987 2.3. Определение силовых и кинематических параметров привода: 2.3.1. Мощность: Рдв=5,5 КВт Быстроходный вал: Р1=Рндв*?оп*?пк=5,5*0,95*0,99=5,17275 Тихоходный вал:Р2=Р1*?зп*?пк=5,17275*0,85*0,99=4,3528 2.3.2. Частота вращения и угловая скорость: Дв n=2880 (об/мин) Б Т 2.3.3. Вращающий момент Т, нм: Дв. Б18,2366*2,4935*0,9*0,99=42,7675 (н*м) Т 42,7675*20*0,85*0,99=719,17 (н*м) 3.1. Червячная передача. 3.1.1. Выбор материала червяка: По табл. 3.1 определим марку стали для червяка: Сталь 40Х с твердостью > 45 НRCэ, термообработка - улучшение и закалка ТВЧ. По табл. 3.2 для стали 40Х - твердость 45Е50HRCэ sв =900 (Н/мм2), sт =750 ( Н/мм2 ) 3.1.2. Выбор материала червячного колеса: Марка материала червячного колеса зависит от скорости скольжения: Vs. Vs. В соответствии со скоростью скольжения по табл. 3.5 из группы II принимаем бронзу БрА10Ж4Н4, полученную способом центробежного литья; sв =700 (Н/мм2 ), sт =460 (Н/мм2 ) 3.1.3. Определим допускаемые контактные напряжения [s]н и изгибные [s]F напряжения: а) при твердости витков червяка ? 45HRCэ [s]н =(табл. 3.6),[ 2 ] Сu=0,97 - коэффициент, учитывающий износ материала где N - число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы - наработка. (см. 3.1. п. 2а) [2 ] , где =6,047=15*105 N2=573*6.047*15*103=51.973*106 циклов

=185 (н/мм2) Б) коэффициент долговечности при расчете на изгиб: =0,6447 Для нереверсивных передач: =(0,08*700+0,25*460)0,6447= =110,(н/мм2) Табл. 3.7[ 2 ] ДпредHRCэ ЧервякСт.40Х125У+ТВY45Е50900750 Колесо Ц700460497,32110,24

4. Расчет червячной передачи. 4.1. Определим главный параметр - межосевое расстояние аw= Принимаем аw = 100 мм ( см. табл. 13.15) 4.2. Выбираем число витков червяка z1: z1 зависит от uчер uчер.=20, следовательно z1=2 4.3. Определим число зубьев червячного колеса: z2 = z1* uчер.=2*20=40 Z2=40

4.4. Определим модуль зацепления: m = (1.5Е1.7) Принимаем m = 4 4.5. Из условия жесткости определим коэффициент диаметра червяка: q �(0.212Е0.25)z2=(0.212Е0.25)*40=8.48Е10

Принимаем q = 10 4.6. Определим коэффициент смещения инструмента: x = 0,714285

4.7. Определим фактическое передаточное число uф и проверим его отклонение Du от заданного u:

4.8. Определим фактическое значение межосевого расстояния: (мм) 4.9. Определим основные геометрические параметры передачи: а) Основные размеры червяка: делительный диаметр:d1=g*m=10*4=40(мм) начальный диаметр:dw1=m*(g+2)=4*(10+2*0)=40(мм) диаметр вершин витков:da1=d1+2*4=48(мм) диаметр впадин витков:df1=d1-2,4m=40-2,4*4=30,4(мм) делительный угол подъема линии витков: =arctg(Z1/g)= arctg(2/10)=11,30 =11018!32!! длина нарезаемой части червяка: b1=(10+5,5*!X!+Z1)m+c Так как х=0,714285, то С=0 в1=(10+5,5*0+2)*4+0=48(мм) б) основные размеры венца червячного колеса: делительный диаметр:d2=dw2=m*z2=4*40=160 (мм) диаметр вершин зубьев:da2=d2+2m*(1+x)=160+2*4(1+0)=168 (мм) наибольший диаметр колеса: dам2?da2+6m/(z1+2)=168+6*4/2+2)=174(мм) диаметр впадин зубьев: df2=d2-2m(1,2-x)=160-2*4(1,2-0)=150,4 (мм) ширина венца: b2=0,355*aw=0,355*100=35,5 (мм) b2=36 (мм) радиусы закруглений зубьев: Ra=0,5d1-m=0,5*40-4=16 (мм) Rf=0,5d1+1,2m=0,5*40+1,2*4=28,8(мм) условный угол обхвата червяка венцом колеса 2d: =1030 d!=da1-0,5m=48-0,5*4=46 (мм)

2.3.2. Частота вращения и угловая скорость: Дв n=2880 (об/мин) Б Т 2.3.3. Вращающий момент Т, нм: Дв. Б18,2366*2,4935*0,9*0,99=42,7675 (н*м) Т 42,7675*20*0,85*0,99=719,17 (н*м) 3.1. Червячная передача. 3.1.1. Выбор материала червяка: По табл. 3.1 определим марку стали для червяка: Сталь 40Х с твердостью > 45 НRCэ, термообработка - улучшение и закалка ТВЧ. По табл. 3.2 для стали 40Х - твердость 45Е50HRCэ sв =900 (Н/мм2), sт =750 ( Н/мм2 ) 3.1.2. Выбор материала червячного колеса: Марка материала червячного колеса зависит от скорости скольжения: Vs. Vs. В соответствии со скоростью скольжения по табл. 3.5 из группы II принимаем бронзу БрА10Ж4Н4, полученную способом центробежного литья; sв =700 (Н/мм2 ), sт =460 (Н/мм2 ) 3.1.3. Определим допускаемые контактные напряжения [s]н и изгибные [s]F напряжения: а) при твердости витков червяка ? 45HRCэ [s]н =(табл. 3.6), Сu=0,97 - коэффициент, учитывающий износ материала где N - число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы - наработка. (см. 3.1. п. 2а) , где =6,047=15*105 N2=573*6.047*15*103=51.973*106 циклов

=185 (н/мм2) Б) коэффициент долговечности при расчете на изгиб: =0,6447 Для нереверсивных передач: =(0,08*700+0,25*460)0,6447= =110,(н/мм2) Табл. 3.7 ДпредHRCэ ЧервякСт.40Х125У+ТВY45Е50900750 Колесо Ц700460497,32110,24

Принимаем q = 10 4.6. Определим коэффициент смещения инструмента: x = 0,714285

4.7. Определим фактическое передаточное число uф и проверим его отклонение Du от заданного u:

Проверочный расчет: 4.10. Определим кпд червячной передачи: где =11,3,угол трения, определяется в зависимости от фактической скорости скольжения.

4.11. Проверяем контактные напряжения зубьев колеса sн: где Ft= 2 T2103/d2 К - коэффициент нагрузки. Принимаем в зависимости от окружной скорости колеса:

т. к V2 м /с, то К=1 4.12. Проверяем напряжения изгиба зубьев колеса:

где YF2 - коэффициент формы зуба колеса, определяется по табл. 4.10(стр.74 ) в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса. ZV2=Z2/COS3 Y 4.13. Составляем табличный ответ.(ТАБ.4.11)

6. Нагрузки валов редуктора. 6.1. Определение сил в червячном зацеплении: Окружная: Ft Ft Радиальная: Fr Осевая: Fa1=Ft=8997 (H) FA=Ft=2138 (H) 6.2. Определение консольных сил на выходные концы валов: FM Муфта на быстроходном валу. 800-1-55-1У2 ГОСТ 20884-81(К25) С= 1542 FM=C=r=1542*3=4626 6.3. Силовая схема нагружения валов редуктора. (СМ. приложение № 1) Направление витков червяка - правое. Направление вращения двигателя - правое.

6. Нагрузки валов редуктора. 6.1. Определение сил в червячном зацеплении: Окружная: Ft Ft Радиальная: Fr Осевая: Fa1=Ft=8997 (H) FA=Ft=2138 (H) 6.2. Определение консольных сил на выходные концы валов: FM С= 1542 FM1=C=r=1542*3=4626 FK МУФТ (НА ТИХ. ВАЛУ)=2488 FK (НА БЫСТРОХОДНОМ ВАЛ)=5440 6.3. Силовая схема нагружения валов редуктора. (СМ. приложение № 1) Направление витков червяка - правое. Направление вращения двигателя - правое.

7. Проектный расчет валов. Эскизная компановка редуктора. 7.1. Выбор материала валов: Червяк - Сталь 40Х. Вал - Сталь 45.

7.2. Допускаемое напряжение на кручение. 2 7.3. Определение геометрических параметров ступеней валов: I вал: d1= d1=30 ( MM) l1=(1.2Е1.5) *d1=( 1.2Е1.5)*30=36Е45 l1=40 (MM) d2=d1+2t=30+2*2.2=3.4 d2=35 (MM) l2= 1.5d2=1.5*35=45.5 l2=45(MM) d3=d2+3.2r=35+3.2*2.5 d3=45(MM) l3=ГРАФИЧЕСКИ d4=d2=35 (MM) l4=18.5=T l4?20(MM)

II вал. d1= d1?55 (MM) l1=(1.0Е1.5) d1=(1.0Е1.5)55=55Е80 l1?70(MM) d2=d1+2t=55+2*3=61 d2?60(MM) l2=1.25d2=1.25*60=75 l2?80 d3=d2+3.2r=60+3.2*3.5=71.2 d3?70(MM) l3 Определяется Графически d4=d2 l4=T=24?25(MM) d5=d3+3*f=70*3.25=77.5 d5?80(MM) l5-ОПРЕДЕЛЯЕТСЯ ГРАФИЧЕСКИ

7.4. Предварительный выбор подшипников качения: (по ТАБ 7.2) К29 [ 2 ]выбираем

Конические роликовые подшипники типа 7000, так как аw< 160 мм., средней серии; схема установки - в распор. I вал - подшипники № 7207 II вал - подшипники № 7212

основные параметры подшипников

Размеры ммПодшипники валd1d2d3d4Типо размерыd*D*B(T) MMДинам. Грузоп. Cr , KH Статич. Групод. Cro, kH l1l2l3l4 быстр30354535750735*72* 24.55340 404520 Тихох.55607060721260*110*2472.258.4 708025

7.5. Эскизная компоновка редуктора (См. приложение№2) X=8Е10 Y > 4X= 32Е40 R= dam S =(0.1Е0.2) D =(0.1Е0.2)72 =7.2Е14.4 (MM) h = h1 = h2= a=( T+) a1=0.5(24.5+) =18.42 (MM) a2=0.5(24+)=21.92 (MM) 8. Расчетная схема валов редуктора. 8.1. I вал - определение реакций в подшипниках.

ДАНО : Ftd1=40 (MM) Fr! OM=58 (MM) Fa=8997(H)!б=175 (MM) Fop=862(H)

Вертик. Плоск. а. Определяем опорные р-ции Fr1*

ПРОВЕРКА : ?Y=0 RAY-Fr1+RBY=0609.3-3275+2665.7=0 Строим эпюру изгибающих моментов Относительно оси Х : В характерных сечениях, Н*М: МХ=0 МХ = RAY* MX 0 MX = 2.Горизонтальная плоскость а) определяем опорные реакции , Н: RBX= RAX=2216.7 (H) Проверка: ?Х=0 FOП-RAX+Ft1-RBX=0 862-2216.7+2138-783.3=0 Б) Строим эпюру изгиб. моментов относительно Оси У в характерных сечениях Му1=0 МУ2=FОП*lоп=862*0.058=50 Н*М МУ4=0 Му3= -RBX*=-783,3*0,0875=-68,5 ( H*M) 3.Строим эпюру крут. Моментов : М к=Мz= 4.Определяем суммарные радиальные реакции, Н RA RB= 5.Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н*М М2=My2=50 H*M M3=

9. Проверочный расчет подшипников. 9.1. Быстроходный вал.

Подшипники установлены в распор. (см. рис. 9.1.б) А) Определим осевые составляющие радиальных реакций: Б) Определим осевые нагрузки подшипников:

В) Определим отношения: Г) По отношениям выбираем формулы для определения RЕ: Д) Определим динамическую грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки: 9.2. Тихоходный вал. Подшипники установлены враспор. А) Определим осевые составляющие радиальных реакций:

Б) Определим осевые нагрузки подшипников:

В) Определим отношения:

Г) По отношениям

Соответствующие формулы для определения RЕ:

Д) Определим динамическую грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки:

Подшипник пригоден.

10. Конструктивная компановка привода. 10.1. Конструирование червячного колеса. Так как диаметр колеса небольшой, то необходимо его изготовить цельнокованным.

10.2.Конструирование червяка. Червяк выполняется заодно с валом. А) конец вала.

10.3. Выбор соединений. Шпонки: на конце I вала - 8 ?7 ?30 под колесом червячным - 20?12? 60 на конце II вала - 16? 10 ? 60 Расчет шпонки под колесом.

10.4. Крышки подшипниковых узлов: Манжета армированная ГОСТ 8752-79

Крышки торцовые

Для защиты подшипников от продуктов износа червячных колес, а также излишнего полива маслом, подшипниковые узлы закроем с внутренней стороны корпуса маслозащитными шайбами. Толщина шайб 1,2Е2 мм., зазор между корпусом и наружным диаметром шайбы 0,2.ю..0,6 мм. 10.5. Конструирование корпуса редуктора. 10.5.1 Форма корпуса. Корпус разъемный по оси колеса. А) толщина стенок корпуса и ребер жесткости: Принимаем Б) диаметр болтов фланцев: В) ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЛИЧЕСТВА МАСЛА Г) ОПРЕДЕЛЕНИЕ УРОВНЯ МАСЛА Д) КОНТРОЛЬ УРОВНЯ масла

Жезловый маслоуказатель ( рис. 10.63) Е) слив масла Пробка сливная (рис. 10.30) Ж) отдушина (рис. 10.67) Проверочные расчеты.

А) фундаментный фланец основания корпуса Б) фланец подшипниковой бобышки крышки и основания корпуса. Количество болтов на одну сторону корпуса - 2шт. H2 - графически В) соединительный фланец крышки и основания корпуса

Г) винты для крепления крышек торцовых: Д) фланец для крышки смотрового окна:

Смазывание. А) смазывание зубчатого зацепления - окунание, картерный непроточный способ. Б) Сорт масла И-Т-Д-460 ГОСТ 17479.4-87 (табл. 10.29)

8.2 2-й вал Дано: Ft2=8997 (H), Fr2=3275 (H),Fa2=2138(H) lT=94 (MM), lM=149(MM),FM=6707(H),d2=160(MM)

1.ВЕРТИКАЛЬНАЯ ПЛОСКОСТЬ А) ОПРЕДЕЛЯЕМ ОПОРНЫЕ РЕКЦИИ

ПРОВЕРКА: Б) СТРОИМ ЭПЮРУ ИЗГИБАЮЩИХ МОМЕНТОВ ОТНОСИТЕЛЬНО ОСИ Х :

2. ГОРИЗОНТАЛЬНАЯ ПЛОСКОСТЬ а) ОПРЕДЕЛЯЕМ ОПОРНЫЕ РЕАКЦИИ

ПРОВЕРКА:

б) СТРОИМ ЭПЮРУ ИЗГИБАЮЩИХ МОМЕНТОВ ОТНОСИТЕЛЬНО ОСИ У: в ХАРАКТЕРНЫХ СЕКЦИЯХ

3.ОПРЕДЕЛЯЕМ ЭПЮРУ КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ

4.ОПРЕДЕЛЯЕМ СУММАРНЫЕ РАДИАЛЬНЫЕ РЕАКЦИИ.

5.ОПРЕДЕЛЯЕМ СУММАРНЫЙ ИЗГИБАЮЩИЕ МОМЕНТЫ В НАИБОЛЕЕ НАГРУЖЕННЫХ СЕЧЕНИЯХ, Н*М

9. Проверочный расчет подшипников. 9.1. Быстроходный вал.

Подшипники установлены в распор. (см. рис. 9.1.б) А) Определим осевые составляющие радиальных реакций:

Б) Определим осевые нагрузки подшипников:

В) Определим отношения:

Г) По отношениям выбираем формулы для определения RЕ:

Д) Определим динамическую грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки:

9.2. Тихоходный вал. w2=6,0,47 (с-1) ,FA2=2138 (H), R1=15131(H), R3=13297 (H) ПОДШИПНИКИ 7212

Подшипники установлены в распор. А) Определим осевые составляющие радиальных реакций:

Б) Определим осевые нагрузки подшипников:

В) Определим отношения:

Г) По отношениям

Соответствующие формулы для определения RЕ:

Д) Определим динамическую грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки:

Подшипник пригоден.

10. Конструктивная компоновка привода.

10.1. Конструирование червячного колеса. Так как диаметр колеса небольшой, то необходимо его изготовить цельнокованым.

10.2.Конструирование червяка. Червяк выполняется заодно с валом. А) конец вала.

10.3. Выбор соединений. Шпонки: на конце I вала - 8 ?7 ?30 под колесом червячным - 20?12? 60 на конце II вала - 16? 10 ? 60 Расчет шпонки под колесом. , ГДЕ []см=110Е190 () Ft2 =8997 (H)

10.4. Крышки подшипниковых узлов: Манжета армированная ГОСТ 8752-79 d = 35 D=58 h1 = 10 d =60 D =85 h1 =10 Крышки торцовые

Для защиты подшипников от продуктов износа червячных колес, а также излишнего полива маслом, подшипниковые узлы закроем с внутренней стороны корпуса маслозащитными шайбами. Толщина шайб 1,2Е2 мм., зазор между корпусом и наружным диаметром шайбы 0,2.ю..0,6 мм. 10.5. Конструирование корпуса редуктора. 10.5.1 Форма корпуса. Корпус разъемный по оси колеса. А) толщина стенок корпуса и ребер жесткости: =5.8 Принимаем 6 (MM) Б) диаметр болтов фланцев: d1= M14- фундаментный d2=M12-крепления корпуса и крышки по бабкам d3=M10 -//-//-//-//-//-//-//-// по фланцам d4=M10- крепление торцевых крышек d5=M6- крепление крышки смотрового мока

В) ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЛИЧЕСТВА МАСЛА Г) ОПРЕДЕЛЕНИЕ УРОВНЯ МАСЛА Д) КОНТРОЛЬ УРОВНЯ масла

Г) винты для крепления крышек торцовых: Д) фланец для крышки смотрового окна:

ПараметрызначениеПараметрыЗначение Межосевое расстояние aw87Диаметры червяка: Делительный d1 Начальный dw1 Вершин витков da1 Впадин витков d f1 40 40 48 30,4 Модуль зацепления m4Диаметры колеса Делительный диаметр d2=dw Вершин зубьев da2 впадин зубьев d f2 наибольший dam160 168 150,4 174 Коэфициент диаметра червяка 10 Делительный угол подьема витков червяка угол 11 Угол обхвата червяка червяка венцом 2 103 Число ветков червяка z12 Число зубьев колеса z240 Ширина зубчатого венца колеса b236 Длина нарезаемой части червяка b148

Проверочный расчет ПараметрыДопускаемое значениеРасчетное значениеПрим. Коэффициент полезного действия 0,7Е0,75 0,824 Контактное напряжения 250-25Vs 997.32

Список использованной литературы.

Н.Г. Куклин Детали Машин М.: Высшая школа ,- 1984 А.Е. Шейнблинт Курсовое проектирование Детали Машин М.: Высшая школа,-1991г.

Оглавление №ПунктЛист 1Введение2 2Пояснительная записка3-4 2.1Кинематический расчет привода4-8 3Выбор материала червяка9 4Расчет червячной передачи9 5Расчет ременной передачи (не производился) 6Нагрузки валов редуктора10 6.1Определение сил в зацеплении закрытой передачи11 6.2Определение консольных сил11 6.3Силовая схема нагружения валов редуктора11 7Проектный расчет валов12-13а 7.1Выбор допускаемого напряжений на кручение 7.2Выбор допускаемых напряжений на кручение 7.3Определение геометрических параметров ступеней валов 7.4Пре6дварительный выбор подшипников качения 7.5Эскизная компоновка редуктора 8Расчетная схема валов редуктора14-15 8.1Определение реакций в опорах подшипника 8.2Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов 9Проверочный расчет подшипников качения16-17 10Конструктивная компоновка привода18-20 11Проверочные расчеты21-24 12Технический уровень редуктора24 13Список использованной литературы25 14Приложения10;14а;15 15Графическая часть

Изм.ЛистПодписьДата РАЗРАБОТАЛБогданов В.О.СтадияЛистЛистов Проверил.Гоголенко . Н. Контр.Шиляева Утвердил.

Вы можете приобрести готовую работу

Альтернатива - заказ совершенно новой работы?

Вы можете запросить данные о готовой работе и получить ее в сокращенном виде для ознакомления. Если готовая работа не подходит, то закажите новую работуэто лучший вариант, так как при этом могут быть учтены самые различные особенности, применена более актуальная информация и аналитические данные

Blog

Информация о готовой работе

Бесплатная студенческая работ № 4444

Вы можете приобрести готовую работу

Альтернатива - заказ совершенно новой работы?