Шпаргалка: Расчет редуктора
Notice: Undefined variable: ref_img in /home/area7ru/area7.ru/docs/referat.php on line 323
Расчет редуктора Пояснительная записка к курсовому проекту “Детали машин”  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. Определяем общий h привода h общ= 0,913 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 Требуемая мощность двигателя Ртр=3,286 кВт Ртр = Р3/h общ = 3/0,913 = 3,286 кВт Ртр - требуемая мощность двигателя Р3 – мощность на тихоходном валу Выбираем эл. двигатель по П61. Рдв = 4 кВт 4А132 8У3720 min-1 4А100S2У32880 min-1 4А100L4У31440 min-1 4А112МВ6У3955 min-1 4А132 8У3720 min-1 Определяем общее передаточное число редуктора uобщ: uобщ = 10,47 uобщ = nдв/n3 = 720*0,105/(2,3*p ) = 10,47 nдв – число оборотов двигателя n3 = 68,78 min-1 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 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 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*h 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
 P1 –мощность двигателя n1 –обороты двигателя V = 8,478 м/с D1 = 225 мм D1 = 125*  =221,39 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 Vокр1 £ 20 м/с 2.3 Определяем диаметр большего шкива D2 и согласуем с ГОСТ: D2 = uрем *D1*(1-e ) = 2,094*225*(1-0,015) = 464,08 мм D2 = 450 мм e -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 j : j » 1800-((D2-D1)/ aрем)*600 j = 166,50 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 = 3072,4 мм L = 2*aрем +(p /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 n : n = 2,579 c-1 n = V/L = 8,478/3,0724 = 2,579 c-1 n £ 4…5 c-1 2.8 Вычисляем допускаемое полезное напряжение [GF]: [GF] = GFo*Cj *CV*Cp*Cg = 1,62*0,965*0,752*1*0,9 = 1,058 Мпа GFo –по табл П11 GFo = 2,06-14,7*d /Dmind /Dmin = 0,03 [GF] = 1,058 Мпа Cj -коэф. угла обхвата П12 : Cj = 0,965 CV –коэф. скорости CV = 1,04-0,0004*V2 = 0,752 Cp –коэф. режима нагрузки П13 : Cp = 1 Cg -коэф зависящий от типа передачи и ее расположения Cg = 0,9 GFo = 2,06-14,7*0,03 = 1,62 Мпа 2.9 Вычисляем площадь поперечного сечения ремня S: S = b*d = Ft/[GF] = 388,09/(1,058*106) = 0,0003668 м2 = 366,8 мм2 Ft = 2T1/D1Ft –окружная сила T1 –момент вала дв. Ft = 2*43,66/0,225 = 388,09 H S = 390 мм2 Найдем по таблицам П7 ширину b = 60мм и длину d =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…220НВ 240..280 G  = 420 МпаG = 600 Мпа NHo = 107NHo = 1,5*107 G  =110 МпаG =130 Мпа Для реверсивной подачи NFo = 4*106NFo = 4*106 3.2 Назначая ресурс передачи tч ³ 104 часов находим число циклов перемены напряжений NHE = NFE = 60tч*n3 ³ 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  = G  *KHL = 420 МПаG  = G  *KFL = 110 МПа для шестерни: G  = G  *KHL = 600 МПаG  = G *KFL = 130 МПа 3.3 Определения параметров передачи: Ka = 4300 коэф. для стальных косозубых колес Y ba = 0,2…0,8 коэф. ширины колеса Y ba = 0,4 Y bd = 0,5Y ba*(uз+1) = 0,5*0,4*(5+1) = 1,2 по П25 KHb » 1,05 и так найдем межосевое расстояние aw: aw = 180 мм aw ³ Ka*(uз+1)  = 25800*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 b = 150 3.5 Обозначаем угол наклона линии зуба b : b = 8…200 принимаем b = 150 Находим кол-во зубьев шестерни Z1: Z1 = 23 Z1 = 2aw*cosb /[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 b : b = 160 35/ cosb = 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/cosb =2,5/cos160 35/ = 2,61 мм 3.7 Определяем делительные диаметры d, диаметры вершин зубьев da, и диаметры впадин df шестерни и колеса: шестерняколесо d1 = mt*Z1 = 2,61*23 = 60 ммd2 = mt*Z2 = 2,61*115 = 300 мм da1 = d1+2mn = 60+2*2,5 = 65 ммda2 = d2+2mn = 300+5 = 305 мм df1 = d1-2,5mn = 60-2,5*2,5 = 53,75 ммdf2 = d2-2,5mn = 300-2,5*2,5 = 293,75 мм d1 = 60 ммd2 = 300 мм da1 = 65 ммda2 = 305 мм df1 = 53,75 ммdf2 = 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 = y 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 = p *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*tgb = 3,04*103*tg160 36/ = 906,5 H Fr = 1154,59 H Радиальная (распорная) сила Fr: Fr = Ft*tga /cosb = 3040*tg200/cos160 36/ = 1154,59 H 3.12 Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев: ZH » 1,7 ZH » 1,7 при b = 160 36/ по таб. 3 e a = 1,64 ZM = 274*103 Па1/2по таб. П22 e a » [1,88-3,2(1/Z1+1/Z2)]cosb = 1,64 Ze = 0,7 ZM = 274*103 Па1/2 Ze =  =  = 0,78 e b = b2*sinb /(p mn) = 72*sin160 36//3,14*2,5 = 2,62 > 0,9 по таб. П25KHb = 1,05 по таб. П24KHa = 1,05 KH = 1,11 по таб. П26KHV = 1,01 коэф. нагрузки KH = KHb *KHa *KHV = 1,11 GH = 371,84 МПа 3.13 Проверяем контактную выносливость зубьев: GH=ZH*ZM*Ze  =1,7*274*103*0,78*968,16=351,18 МПа << GHP=420МПа 3.14 Определяем коэф. по таб. П25KFa = 0,91 по таб. 10KFb = 1,1 KFV = 3KHV-2 = 3*1,01-2 = 1,03 KFV = 1,03 KF = 1,031 Коэф. нагрузки: KF = KFa * KFb * KFV = 0,91*1,1*1,03 = 1,031 Вычисляем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса: Z  = 26,1 Z  = 131 Z  = Z1/cos3b = 23/0,9583 = 26,1 Z = Z2/cos3b = 115/0,9583 = 131 По таб. П27 определяем коэф. формы зуба шестерни Y  » 3,94 при Z = 26 По таб. П27 определяем коэф. формы зуба колеса Y  » 3,77 при Z  = 131 Сравнительная оценка прочности зуба шестерни и колеса при изгибе: G  /Y  = 130/3,94 = 33 МПа G  /Y  = 110/3,77 = 29,2 МПа Yb = 0,884 Найдем значение коэф. Yb : Yb = 1-b 0/1400 = 0,884 3.15 Проверяем выносливость зубьев на изгиб: GF = YF*Yb *KF*Ft/(b2mn) = 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 dВ1= 28 мм 4.1 Быстроходный вал d  = 32 мм d ³  = 2,62*10-2 мпринимаем по ГОСТу dВ1= 28 мм d  = 35 мм принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d = 32 мм d  = 44 мм принимаем диаметр вала под подшипник d = 35 мм принимаем диаметр вала для буртика d = 44 мм 4.2 Тихоходный вал: dВ2= 50 мм d  = 54 мм d ³  = 4,88*10-2 мпринимаем по ГОСТу dВ2= 50 мм d  = 55 мм принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d  = 54 мм принимаем диаметр вала под подшипник d  = 55 мм d  = 60 мм принимаем диаметр вала для колеса d  = 60 мм d  = 95 мм 4.3 Конструктивные размеры зубчатого колеса: диаметр ступицы d » (1,5…1,7) d = 90…102 мм lст = 75 мм длина ступицы lcт » (0,7…1,8) d = 42…108 мм d 0 = 7мм толщина обода d 0 » (2,5…4)mn = 6,25…10 мм е = 18 мм Колесо изготовляем из поковки, конструкция дисковая. Толщина e » (0,2…0,3)b2 = 14,4…21,6 мм G-1 = 352 МПа 4.4 Проверка прочности валов: Быстроходный вал: G-1 » 0,43G  = 0,43*820 = 352 МПа 4.5 Допускаемое напряжение изгиба [GИ]-1 при [n] = 2,2 Ks = 2,2 и kри = 1: [GИ]-1 = 72,7 МПа [GИ]-1 = [G-1/([n] Ks )] kри = 72,7 МПа YB = 849,2 H 4.6.1 Определяем реакции опор в плоскости zOy : YA = 305,4 H YB = Fr/2+Fad1/4a1 = 849,2 H YA = Fr/2-Fad1/4a1 = 305,4 H XA = XB = 1520 H 4.6.2 Определяем реакции опор в плоскости xOz : XA = XB = 0,5Ft = 0,5*3040 = 1520 H 4.6.3 Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz: M  = 15,27 Н*м MA = MB = 0 M  = 42,46 Н*м M = YA*a1 = 305,4*0,05 = 15,27 Н*м M  = YВ*a1 = 849,2*0,05 = 42,46 Н*м (MFrFa)max= 42,46 H*м в плоскости xOz: M  = 76 Н*м MA = MB = 0 M = XA*a1 = 1520*0,05 = 76 Н*м MFt = 76 H*м 4.6.4 Крутящий момент T = T2 = 87,779 Н*м Ми =87,06 Н*м 4.7 Вычисляем суммарный изгибающий момент Ми : Gи = 5,71 МПа Ми =  = 87,06 Н*м Значит : Gи = 32Mи/p d  = 5,71 МПа Gэ111 = 8,11 МПа t к = 16T2/(p d ) = 16*87,779/(3,14*0,053753) = 2,88 МПа 4.8 Gэ111=  = 8,11 МПа 4.9 Тихоходный вал: G-1 = 219,3 МПа Для стали 35 по таб. П3 при d < 100 мм GB = 510 МПа G-1 » 0,43G  = 0,43*510 = 219,3 МПа 4.10 Допускаемое напряжение изгиба [GИ]-1 при [n] = 2,2 Ks = 2,2 и kри = 1: [GИ]-1 = 45,3 МПа [GИ]-1 = [G-1/([n] Ks )] kри = 45,3 МПа YB = 2022,74 H 4.10.1 Определяем реакции опор в плоскости yOz : YA = -869,2 H YB = Fr/2+Fad2/4a2 = 2022,74 H YA = Fr/2-Fad2/4a2 = -869,2 H XA = XB = 1520 H 4.10.2 Определяем реакции опор в плоскости xOz : XA = XB = 0,5Ft = 0,5*3040 = 1520 H 4.10.3 Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz: M = -40,85 Н*м MA = MB = 0 M = 95,07 Н*м M = YA*a2 = -869,2*0,047 = -40,85 Н*м M = YВ*a2 = 2022,74*0,047 = 95,07 Н*м (MFrFa)max= 95,07 H*м в плоскости xOz: M = 71,44 Н*м MA = MB = 0 M = XA*a2 = 1520*0,047 = 71,44 Н*м MFt = 71,44 H*м Крутящий момент T = T3 = 455,67 Н*м Ми =118,92 Н*м 4.11 Вычисляем суммарный изгибающий момент Ми : Gи = 7,28 МПа Ми =  = 118,92 Н*м Значит : Gи = 32Mи/p d = 7,28 МПа Gэ111 = 28,83 МПа t к = 16T3/(p d
|
|
Простая ссылка на эту работу:
Ссылка для размещения на форуме:
HTML-гиперссылка:
|
Добавлено: 2011.05.12 Просмотров: 1191 |
Notice: Undefined offset: 1 in /home/area7ru/area7.ru/docs/linkmanager/links.php on line 21
