херня!!!!


Минестерство образования и науки РФ
ФГБОУ ВПО Марийский Государственный Университет
Электроэнергетический факультет
Кафедра электромеханики
ПРИВОД ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКИЙ
Пояснительная записка к курсовому проекту
по дисциплине «Техническая механика»
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
Вариант 1.1



Выполнил: студент гр. ЭЭ-21 Ананьев С.В.
Проверил: доц., к.т.н. Иванов О.Г.
Йошкар-Ола 2013

2
Лист
Лит.
МарГУГруппа ЭЭ-21
Листов
Т.контр.
Утв.
Н.контр.
Проверил
Разработ.
Иванов О.Г.
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
Дата
Подпись
№ документа
Изм.
Лист
Ананьев С.В.
ПРИВОД ЦИЛИНДРИЧЕСКО-ЦЕПНОЙ
Привод зубчато-цепной

Исходные данные:
Мощность на приводном валу Рр.м.=1.2 кВт.
Частота вращения приводного вала nр.м.=110 об/мин.
Срок службы привода Т=30 000 часов.
Привод нереверсивный
Режим нагружения – II (средний вероятностный: одинаковое время работы со всеми значениями нагрузки)
Наклон линии центров звездочек к горизонту α=45°

Содержание
TOC \o "1-3" \h \z \u ВВЕДЕНИЕ PAGEREF _Toc324539559 \h 5Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
3
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт PAGEREF _Toc324539560 \h 71.2. Требуемая мощность электродвигателя PAGEREF _Toc324539561 \h 71.3. Общее передаточное число электродвигателя PAGEREF _Toc324539562 \h 71.4. Мощности на валах привода PAGEREF _Toc324539563 \h 81.5. Частоты вращения и угловые скорости на валах привода PAGEREF _Toc324539564 \h 81.6. Вращающиеся моменты на валах PAGEREF _Toc324539565 \h 82. Расчёт зубчатых цилиндрических колёс редуктора102.1. Допускаемые напряжения PAGEREF _Toc324539567 \h 102.2. Межосевое расстояние PAGEREF _Toc324539568 \h 122.3. Размеры заготовки колес PAGEREF _Toc324539569 \h 132.4.Модуль передач PAGEREF _Toc324539570 \h 132.5 Число зубьев PAGEREF _Toc324539571 \h 142.6. Фактическое передаточное число и окончательные значения размеров колес PAGEREF _Toc324539572 \h 142.7. Силы в зацеплении PAGEREF _Toc324539573 \h 152.8. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям PAGEREF _Toc324539574 \h 152.9. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба PAGEREF _Toc324539575 \h 153.Расчет цепной передачи PAGEREF _Toc324539576 \h 163.1. Число зубьев малой и большой звездочек PAGEREF _Toc324539577 \h 163.2 Коэффициент Kэ учитывающий конкретные условия монтажа и эксплуатации передачи PAGEREF _Toc324539578 \h 163.3 Давление в шарнирах PAGEREF _Toc324539579 \h 173.4 Шаг цепи PAGEREF _Toc324539580 \h 173.5. средняя скорость цепи PAGEREF _Toc324539581 \h 173.6. Передаваемое окружное усилие183.7. Проверка износостойкости цепи183.8. Геометрические параметры цепи183.9. Проверка цепи по числу ударов193.10. Коэффициент запаса прочности194. Расчет валов цилиндрической передачи214.1. Расчет вала цилиндрической передачи для шестерни214.2. Расчет вала цилиндрической передачи для колеса255. Расчет подшипников качения295.1. Расчет подшипников качения для шестерни295.2. Расчет подшипников качения для колеса316. Расчет шпоночных соединений336.1. Расчет шпоночных соединений для шестерни336.2. Расчет шпоночных соединений для колеса357. Выбор муфт377.1. Тип муфт377.2. Расчетный момент муфты378. Выбор сорта масла39Заключение40Список использованной литературы41
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
4
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
ВВЕДЕНИЕНазначение и область применения проектируемого привода
Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют планетарными механизмами или мультипликаторами. Зубчатые редукторы имеют широкое применение, особенно в подъемно-транспортном, металлургическом, химическом машиностроении, в судостроении и т.д.
Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания или устройства для охлаждения.
Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного задания. Наиболее распространены горизонтальные редукторы. Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми и круговыми зубьями. Корпус чаще всего выполняют литым чугуном, реже сварным стальным. Валы монтируются на подшипниках качения или скольжения. Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редукторов всех типов обусловлен общей компоновкой привода.
Спроектированный в настоящем курсовом проекте редуктор соответствует условиям технического задания.
Классификация редуктора, указанного в задании на курсовое проектирование:
1. по типу передачи: зубчатый;
2. по числу ступеней: одноступенчатый;
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
6
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
3. по типу зубчатых колес: цилиндрический
Редуктор нереверсивный. Он может применяться в приводах быстроходных конвейеров, транспортеров, элеваторов, других рабочих машин. Конструкция редуктора отвечает требованиям техническим и сборочным. Конструкции многих узлов и деталей редуктора учитывают особенности крупносерийного производства.
В работе над курсовым проектом широко применялась стандартизация и унификация.

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
7
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя
1.1 Общий КПД привода
Определяем общий КПД привода:
По Дунаеву табл. 1.1 принимаем:
КПД муфты: η2муф=0,98КПД цилиндрической зубчатой передачи: η3пер=0,97КПД цепной передачи: η4пер=0,94КПД подшипников: ηподш=0,99Общий КПД ηобщ=η2муф∙η3пер∙η4пер∙ηподш2=0,98∙0,97∙0,94∙0,992=0,881.2 Требуемая мощность электродвигателя
Определяем требуемую мощность электродвигателя:
Pтр=Pр.м.ηобщ=1,20,88=1,36 кВт По Дунаеву табл. 24.9 выбираем асинхронный трехфазный электродвигатель мощностью P=1,5 кВт, с частотой вращения nдв=925 об/мин
1.3 Общее передаточное число электродвигателя
Определяем общее передаточное число электродвигателя
u=nдвnр.м.=925110=8,41Уточняем передаточное число на каждой ступени
u=uз.п.*uц.п. ⟹ uц.п.=uuз.п.Принимаем: uз.п. = 3
uц.п.=uuз.п.=8,413=2,8
1.4 Мощности на валах привода
Определяем мощности на валах привода:
P1=Pтр=1,4 кВтP2=P1∙η2=1,4∙0,98=1,37 кВтP3=P2∙η3=1,37∙0,97=1,33 кВтP4=Pр.м.=1,2 кВт1.5. Частоты вращения и угловые скорости на валах приводаОпределяем частоты вращения и угловые скорости на валах привода:
n1=n2=nдв=925 об/мин ω1=ω2=πn130=3,14∙92530=96,8 рад/сn3=n2u3=9253=308,3 об/мин ω3=πn330=3,14∙308.330=32,27 рад/сn4=n3u4=308,32,8=110,11 об/мин ω4=πn430=3,14∙110,1130=11,52 рад/сИзм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
8
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
1.6 Вращающиеся моменты на валах привода
Определяем вращающиеся моменты на валах:
Т1=P1ω1=1,496,8=0,01 кН∙мT2=P2ω2=1,3796,8=0,01 кН∙мT3=P3ω3=1,3332,27=0,04 кН∙мT4=P4ω4=1,211,52=0,1 кН∙м
Результаты расчетовРезультаты расчетов приведены в таблице 1
P, кВт T, Нм , рад/c n, об/мин
вал I 1,4 10 96,8 925
вал II 1,37 10 96,8 925
вал III 1,33 4032,27 308,3
вал IV 1,25 10011,52 110,11
Таблица 1Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
9
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ



Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
10
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
2. Расчёт зубчатых цилиндрических колёс редуктора
Данные: n=925 об/мин
T=10 Н∙м
u=3
2.1. Допускаемые напряженияОпределяем допускаемые напряжения:
Выбор материала и твердости зубчатых колесПо табл. 2.1. для зубчатых колес выбираем предварительно твердость зубьев 235…262 НВ и сталь марки 40Х и. Для колес назначаем термообработку улучшением.
Средняя твердость
Определяем среднюю твердость:
Hср=235+2622=248,5 НВДопускаемое контактное напряжение
Определяем допускаемое контактное напряжение:
[σH]=σ lim⁡*KHLSHгде [σH] – допускаемое напряжение,
σ lim⁡- предел контактной выносливости. Табл.2.2.
σ lim⁡=2*НВср+70 σ lim1⁡=2*НВср1+70=2*248,5+70=567 МПа SH – коэффициент запаса прочности [2,13] – для улучшенных сталей SH=1,1 ZN – коэффициент долговечности (при спокойной нагрузке ZN=1)При переменной нагрузке:
ZN=6NHGNНЕ , 1≤KHL≤2,6где NHG- базовое число циклов
NHG=30*HBср2.4=16,8*106≤12*107 NНЕ –эквивалентное число циклов
NНЕ=КНЕ*NΣГде КНЕ - коэффициент нагружения.
КНЕ=0,25NΣ – ресурс.
NΣ=60*n*tШестерня:
NHE=0,25*60*30*103*925=4,16*108ZN1=616,8*1064,16*108 =0,586[σH1]=567*0,5861.1=302 МПа – принимаем за расчетноеКолесо:
NHE=0,25*60*30*103*308,3=1,39*108ZN2=616,8*1061,39*108 =0,704 [σH2]=567*0,7041.1=363 Мпа
Допускаемые напряжения изгиба
Определяем допускаемые напряжения изгиба:
[σF]=σ F lim⁡SF*YN*YR*YAгде σ lim⁡- предел выносливости при изгибе. Табл.2.3.
σ F lim⁡=1.75*НВср=1,75*248,5=434,875 МПа
Шестерня: σ F lim1⁡=2*НВср1=1.75*262=458,5 МПаКолесо: σ F lim2⁡=2*НВср2=1.75*235=411,25 МПаИзм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
11
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
SF – коэффициент запаса прочности
SF=1,7 YN – коэффициент долговечности при изгибе
YN=mNFGNFЕ , 1≤KFL≤2,5Где m=6 для улучшенных сталей;
NFG- базовое число циклов
NFG=4*106 NFЕ –эквивалентное число циклов
NFЕ=KFE*N∑ KFE=0,08 - коэффициент учитывающий режим нагружения [2,15]
N∑=60ntИзм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
12
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
Шестерня: NFE=0,08*60*925*30*103=13,32*108YN1=64*10613,32*108=0,38Колесо: NFE=0,08*60*308,3*30*103=44,4*106YN2=64*10644,4*106=0,67YR- коэффициент шероховатости
YR=1YA- коэффициент, учитывающий нагрузки
YA=1Допускаемые напряжения изгиба:
Шестерня: [σ]F1=458,5*0,381,7∙1∙1=102,49 МПаКолесо: [σ]F2=411,25*0,671,7∙1∙1=162,08 МПа2.2. Межосевое расстояние
a=Ka*U+1*KH*T1ψba*U*[σH]2Выбираем косозубую передачу, тогда Кa=410ψba- коэффициент ширины, примем ψba=0,4
KH- коэффициент нагрузки, KH=KHυ*KHβ*KHαОриентировочно скорость:
υ=2πa'n16*104*(U+1)a'=K(U+1)3T1UK при Н<350 НВ К=10
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
13
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
a'=103+13103=59,6υ=2*3,14*59,6*9256*104*4=1,44 мсНазначаем 9-ю степень точности
KHυ=1,06
KHβ=1+(KHβ0-1)KHWψbd- коэффициент диаметра ψbd=0,5ψbaU+1=0,5*0,4*4=0,8KHβ0=1,03KHW=0,28KHβ=1+1,03-1*0,28=1,008KHα=1+KHα0-1*KHWKHα0=1+A(nст-5)А=0,25
KHα0=1+0,259-5=2KHα=1+(2-1)*0,28=1,28
KH=1,06+1,008+1,28=1,368a=410*3-1*1,368*100,4*3*3022=82 ммОкругляем до ближайшего стандартного значения a=80 мм
2.3 Размеры колеса
Делительный диаметр
d2=2aUU+1=2*80*34=120 ммШирина колеса
b2=ψba*a=0,4*80=32 ммШирину округляем до ближайшего стандартного значения
b2=32 мм2.4 Модуль передач
Наибольший mmax=2a17(U+1)=2*8017*4=2,4 ммНаименьший mmin=Km*KF*T1(U+1)a*b2*[σF]Km=2,8*103- для косозубых передач
KF- коэффициент нагрузки KF=KFυ*KFα*KFβKFυ=1,12 по таблице 2.9
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
14
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
KFα=KHα0=2KFβ=0,18+0,82*KHβ0=0,18+0,82*1,03=1,02KF=1,12*2*1,02=2,285mmin=2,8*103*2,285*10*480*32*103=0,97Принимаем стандартное значение m=1,5
2.5 Число зубьев и угол наклона
βmin=arcsin4mb2=arcsin4*1,532=10,95OСуммарное число зубьев
z∑=2a*cosβminm=2*80*cos10,95O1,5=104,5z∑- определяют до целого числа в меньшую сторону z∑=104β=arccosz∑*m2a=arccos104*1,52*80=13OПринимаем угол β=13OШестерня: Z1=z∑U+1=26Колесо: Z2=z∑-z1=782.6 Фактическое передаточное число и окончательные значения размеров колес
Фактическое передаточное число
U=z2z1=7826=3Размеры колеса и шестерни
Делительный диаметр
Шестерня: d1=mz1cosβ=1,5*26cos13O=40,2 мм
Колесо: d2=mz2cosβ=1,5*78cos13O=120,6 ммВнешние диаметры вершин зубьев
Шестерня: da1=d1+2m=40,2+2*1,5=43,2 ммКолесо: da2=d2+2m=120,6+2*1,5=123,6 ммИзм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
15
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
Диаметр впадин
Шестерня: dr1=d1-2,5m=40,2-2,5*1,5=36,45 ммКолесо: dr2=d2-2,5m=120,6-2,5*1,5=116,85 мм2.7 Проверка зубьев по контактным напряжениям
σH=zσa*KH*T1*Uф+13b2*Uф≤[σH]zσ=8400- для косозубой
σH=840080*1,368*10*6432*3=317,1 МПа >302 МПаРассчитаем разность 317,1-302302*100%=5%- допускаемое2.8 Силы зацепления
Окружная Ft=2T1d1=2*10*10340,2=498 НРадиальная Fr=Ft*tgα=497,5*tg20O=181 НОсевая Fa=Ft*tgβ=497,5*0,97=483Н2.9 Проверка зубьев по напряжениям изгиба
σF2=KF*Ftb2*m*YFS2*Yβ*Yε≤[σF2]YFS2=3,6 ; YFS1=3,8 - по табл. 2.10
Yε=0,65 - для косозубой передачи
Yβ=1-β100=0,87σF2=2,285*49832*1,5*3,6*0,87*0,65=48,26≤[σF2]σF1=σF2*YFS1YFS2=48,26*3,83,6=50,94≤[σF1]

3.Расчет цепной передачи
3.1. Число зубьев малой и большой звездочекПо передаточному числу принимают число зубьев z1 малой звездочки по таб. 12 z2=u∙z1. При этом должно соблюдаться условие z2≤z2max (для надежного зацепления цепи со звездочкой в результате их износа). Поэтому максимальное число зубьев большой звездочки ограничивают: для роликовой z2≤120.uц.п=3; z1=27;
z2=u∙z1=3∙27=8181 < 120 ⇒ проверка выполнилась
3.2 Коэффициент Kэ учитывающий конкретные условия монтажа и эксплуатации передачи Kэ определяют по формуле:
Kэ=KД∙KА∙KС∙KР∙KРег∙Kθгде KД – коэффициент динамической нагрузки: при спокойной нагрузке KД=1KА – коэффициент межосевого расстояния: KА=1 - при А=30÷50tKC – коэффициент способа смазки: KС=1 при скоростях 1-3 м/сKР – коэффициент режима работы: при односменной работе KР=1KРег – коэффициент способа регуляции натяжения цепи: при регулировании отжимными опорами KРег=1Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
16
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
Kθ - коэффициент наклона линии центров звездочек к горизонту: при θ=45° Kθ=1KЭ=1∙1∙1∙1∙1∙1=13.3 Давление в шарнирахИзм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
17
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
Давление в шарнирах [p] (Н/мм2) выбираем в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t цепи. Ориентировочно назначаем средний шаг цепи t=19,05 мм табл. 13. n1=308,3 об/минВыбираем p=20 н/мм23.4 Шаг цепиШаг цепи определяем из условия износостойкости шарниров. Для роликовой и втулочной цепей используем формулу:
t≥2,8∙3Т1∙Kэm∙z1∙[p]Где m – число рядов роликовой или втулочной цепи. Принимаем m = 1
t≥2,8340000∙11∙27∙20=4,7ммПринятый шаг проверяют по допускаемой угловой скорости (частота вращения) малой звездочки. Величину n4 сравнивают с допустимым значением [n4] для выбранного числа цепи.
[n4]=1400 об/мин
n4≤[n4] 110,11 ≤ 1400 ⇒ Условие выполнилось.
По табл. 16 [Попов. c 98] принимаем t=12,7 мм3.5. средняя скорость цепи Среднюю скорость (м/с) цепи определяем по формуле:
V=z1∙n3∙t60*103=12,7∙27∙308,360*103=1,76мсРасчетное значение скорости сравниваем с допускаемым значением [V]. Для роликовых цепей V≤10мс.
V≤V условие выполнилось.
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
18
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
3.6. Передаваемое окружное усилиеОпределяем передаваемое окружное усилие F в Н:
Ft=P1∙1000V=1000∙1,331,79=755,68 Н3.7. Проверка износостойкости цепиПроверка износостойкости цепи по формуле:
p=Kэ∙FtAA- площадь проекции опорной поверхности шарнира
A=d*B
Где d – диаметр оси, d=4.45 мм
B – Длина втулки, В=11,3 мм
A=4,45*11,3=50,285 мм2p=755,68*150,258=15,03Нмм2<p=20Нмм2Выписываем размеры цепи из таб. 14 [4,98]
B=11,3 мм – ширина внутреннего звена.
Bвн=7,75 мм – расстояние между пластинами внутреннего звена.
S=1,65 мм – толщина пластины.
D=8,51 мм – диаметр ролика.
d=4,45 мм – диаметр валика.
b=11,8 мм – ширина пластины.
l=17,9 мм – длина валика.
Q=1880 кгс – разрушающая нагрузка.
q=0,71 кг/м- масса 1м цепи.
3.8. Геометрические параметры цепиОпределение геометрических параметров передачи:
а) Межосевое расстояние принимаем по формуле:
A=30÷50t мм
A=40∙12,7=508 ммб) Число звеньев цепи:
Lt=2∙At+0,5∙zc+∇2At=2∙40+0,52∙102+7,64240=134,5 ммОкругляем Lt до целого четного числа: Lt=135 ммГде
At=At=50812,7=40zc=z1+z2=27+75=102∇=z2-z12∙π=75-272∙3,14=7,64в) Расчетная длина цепи:
L=Lt∙t=135∙12,7=1714 ммМежосевое расстояние, соответствующее окончательно принятой длине цепи L, не пересчитываем, так как передача имеет натяжное устройство.
3.9. Проверка цепи по числу ударовПроверяем цепь по числу ударов.
Число ударов в секунду:
ν=4∙z1∙n160∙Lt=4∙27∙308,360∙135=4,13 удсДопустимое значение числа ударов [ν] для выбранной цепи выбираем по таб. 17 [4,99]
[ν]=40Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
19
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
ν≤[ν] 4,22≤40 ⇒Условие выполнено.
3.10. Коэффициент запаса прочности
n=QFt*FV*Ff*KDГде Q=18800 Н – разрушающая нагрузка;
Ft – окружное усилие; Ft = 755,68 Н
KD – коэффициент динамической нагрузки. KD=1FV – нагрузка, испытываемая цепью от центробежных сил, Н.
FV=q∙V2=0,71∙1,762=2,2 Н
Где q – масса 1м цепи таб.15 [4,98]; q = 0,71 кг/мИзм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
20
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ

V – скорость цепи в м/с; V = 1,76 м/с
Ff – усилие от провисания цепи, Н.
Kf – коэффициент, учитывающий влияние угла наклона линии центров звездочек;
Kf=6 при горизонтальном расположении.Ff=Kf∙q∙g∙A=6∙9,81∙0,71∙0,508=21,23 Нn=188001*755,68*2,2*21.23=0,53 Допустимый коэффициент запаса прочности для выбранной приводной цепи [n] определим по таб. 18 [4,99]
n=8.2n≤[n] 0,53 < 8.2 ⇒ Условие выполнилось.

4. Расчет валов цилиндрической передачи4.1 Расчет вала для шестерни
Проектировочный расчет вала
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
21
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
Из расчета конической передачи известны осевая сила Fa, радиальная сила Fr, окружная сила Ft и вращающий момент T. Исходные данные:
T=10 Н∙м,
n=925об/мин
режим работы-IIпривод нереверсивный
срок службы t=30000 часов
Выбираем материал вала: сталь марки Ст.45 с τ=20 МПаТермообработка улучшением
Диаметр выходного вала определяется из расчета на кручение
d≥3T0,2τ=310*1030,2*20=13,57 ммПо таблице 45 принимаем стандартное значение d=14 ммЭскизная компоновка вала
d1- диаметр вала под подшипники качения
По табл. 51-53 принимаем d1=15 ммd2-диаметр вала под зубчатое колесоПо табл. 45 принимаем d2=18 ммd3-диаметр бортикаПо табл. 45 принимаем d3=21 ммW- по табл.на стр.53 при Т=10 Н*м
Принимаем W=30 мм
В- ширина подшипника
Принимаем при d1=15 мм В=11 мм
b2- ширина шестерни b2=32 ммb- ширина ступицы муфты
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
22
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
x- зазор между стенкой и шестерней
x=8-15 мм, принимаем x=8 мм
l=lм+2x+Wlм- ширина ступицы муфты lст=b2+(5…10)lм=b2=32 ммl=32+2*8+30=78 ммl1=l2=l2=782=39 ммl3- расстояние от середины подшипника до середины посадочной поверхности муфты
По табл. на стр.53 l3=f=45…65ммПринимаем l3=35 ммПроверочный расчет вала
Предел прочности σB=750 МПаПредел текучести σТ=450 МПаПредел выносливости изгиба σ-1=340 МПаПредел выносливости кручения τ-1=205 МПа Окружная сила на зубчатое колесо
Ft=498 HРадиальная сила на зубчатое колесо
Fr=181 HОсевая сила на зубчатое колесо
Fa=483 HСила на вал от муфты
Fm=0.25*Ft=0.25*498=124.5 H
Реакции опор
Определяем реакции опор:
В вертикальной плоскости
∑MB=0 -Fm*35-Ft*41.5-Fa*20.1+RAв*78=0RAв=124.5*35+483*20.1+498*3978=429.3 H∑Y=0Fm-Ft+RAв+RBв=0RBв=498-124.5-429.3=-55.8 HСтроим эпюру
∑MB=0
Слева: MB=Fm*35=4357.5 HСправа: MB=-Fa*20.1-Ft*39+RAв*83=-483*20.1-498*39+429.3*78=4355.1 H∑MC=0
Слева: MC=Fm*74+RBв*39=124.5*74-55.8*39=7036.8 HСправа: MC=RAв*39=429.3*39=16742.7В горизонтальной плоскости
∑MB=0
-RAг*78+Fr*39=0RAг=181*3978=90,5 Н∑Y=0-RBг*83+Fr-RAг=0RBг=Fr-RAг=181-90.5=90.5 НСтроим эпюру
Слева: MC=-RBг*39=-90.5*39=-3529.5 HСправа: MC=-RAг*39=-90.5*39=-3529.5 HИзм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
23
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
Строим эпюру крутящих моментов
Крутящий момент передается от зубчатого колеса к звездочке цепной передачи. Т=10 Н*м
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
24
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
Суммарный изгибающий и эквивалентный моменты
Для опасного сечения определяем суммарный изгибающий момент
Опасное сечение- сечение ВMB∑=(MCв)2+(MCг)2=(16.7)2+(-3.5)2=17.06 Н*мОпределяем эквивалентный момент сечения ВМэквВ=MB∑2+Т2=17.062+102=17.8 Н*мВ сечении C dC≥d1≥MэквВ0,1*σи=19.8*1030,1*60=14.3 ммСтр. 64 σи=60 МПа – допускаемое напряжение изгиба
Принимаем d1=16 ммd2>d1 d2=18 мм- по табл. 45
d3=20 ммРасчетный коэффициент запаса прочности
n=nσ*nτnσ2+nτ2nσ=σ-1kσεσ*σa+ψσ*σm=3402.40.91*62.2=5.78nτ=τ-1kτετ*τa+ψτ*τm=2051.80.89*6,1+0.05*6,1=13,5По табл. 85 kσ=2,4 kτ=1,8По табл. 86 εσ=0,91 ετ=0,89σa=σи=σ∑B=M∑BWи=17.06*1030,1*143=62,2 МПаτкр=ТWp=T0.2*d3=10*1030.2*163=12,2МПаσm=0τm=τa=τкр2=12,22=6,1 МПаДля Ст.45 стр. 69 ψτ=0,05 ψσ=0,1n=5,78*13,55,782+13,52=5,3 >n=2.5Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
25
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
4.2 Расчет вала для колеса
Проектировочный расчет вала
Исходные данные:
T=40Н∙м,
n=308,3 об/мин
режим работы-IIпривод нереверсивный
срок службы t=30000 часов
Выбираем материал вала: сталь марки Ст.45 с τ=20 МПаТермообработка улучшением
Диаметр выходного вала определяется из расчета на кручение
d≥3T0,2τ=340*1030,2*20=21,54 ммПо таблице 45 принимаем стандартное значение d=22 ммЭскизная компоновка вала
d1- диаметр вала под подшипники качения
По табл. 51-53 принимаем d1=25 ммd2-диаметр вала под зубчатое колесоПо табл. 45 принимаем d2=30 ммd3-диаметр бортикаПо табл. 45 принимаем d3=34 ммW- по табл.на стр.53 при Т=40 Н*м
Принимаем W=35 мм
В- ширина подшипника
Принимаем при d1=25 мм В=15 мм
b2- ширина зубчатого колеса b2=32 ммb- ширина ступицы звездочки цепной передачи
x- зазор между стенкой и зубчатым колесом
x=8-15 мм, принимаем x=8 мм
l=lст+2x+Wlст- ширина ступицы зубчатого колеса lст=b2+(5…10)lст=b2=32 ммl=32+2*8+35=83 ммl1=l2=l2=832=41,5 ммl3- расстояние от середины подшипника до середины посадочной поверхности звездочки
По табл. на стр.53 l3=f=45…65ммПринимаем l3=45 ммПроверочный расчет вала
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
26
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
Предел прочности σB=750 МПаПредел текучести σТ=450 МПаПредел выносливости изгиба σ-1=340 МПаПредел выносливости кручения τ-1=205 МПа Окружная сила на зубчатое колесо
Ft=498 HРадиальная сила на зубчатое колесо
Fr=181 HОсевая сила на зубчатое колесо
Fa=483 HСила на вал от цепной передачи
Fn=Kb*Ft'+2Fq=1,15*755,68+2*21,23=911,5 НKb=1,15 – коэффициент нагрузки при θ=45O
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
27
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
Реакции опор
Определяем реакции опор:
В вертикальной плоскости∑MA=0 -Ft*41.5-Fn*128+Fa*60.3+RBв*83=0RBв=498*41.5-483*60.3+911.5*12883=1163.6 H∑Y=0-Fn-Ft+RAв+RBв=0RBв=498-1163.6+911.5=245.9 HСтроим эпюру
∑MC=0
Слева: MC=RAв*41.5=10204.9 HСправа: MC=-Ft*41.5+RBв*41.5-Fa*60.3=1163.6*41.5-911.5*86.5=-30555.4 H∑MB=0
Слева: MB=-Ft*41.5-Fa*60.3+RAв*83=245.9*83-498*41.5-483*60.3=-39926 HСправа: MB=-Fn*45=-911.5*45=-41017 HВ горизонтальной плоскости
∑MA=0
-RBг*83+Fr*41.5=0RBг=498*41.583=249 Н∑Y=0-RAг+Fr-RBг=0RAг=Fr-RBг=498-249=249 НСтроим эпюру
Слева: MC=-RAг*41.5=-249*41.5=-10333.5 HСправа: MC=-RBг*41.5=-249*41.5=-10333.5 HСтроим эпюру крутящих моментов
Крутящий момент передается отзубчатого колеса к звездочке. Т=40 Н*м
Суммарный изгибающий и эквивалентный моменты
Для опасного сечения определяем суммарный изгибающий момент
Опасное сечение- сечение C
MB∑=(MCв)2+(MCг)2=(-30.5)2+(-10.3)2=32.2 Н*мОпределяем эквивалентный момент сечения ВМэквC=MC∑2+Т2=32.22+102=33.7 Н*мИзм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
28
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
В сечении C dC≥d1≥MэквC0,1*σи=33.7*1030,1*60=21.23 ммСтр. 64 σи=60 МПа – допускаемое напряжение изгиба
Принимаем d1=23 ммd2>d1 d2=25 мм- по табл. 45
d3=28 ммРасчетный коэффициент запаса прочности
n=nσ*nτnσ2+nτ2nσ=σ-1kσεσ*σa+ψσ*σm=3402.40.91*38.7=3.33nτ=τ-1kτετ*τa+ψτ*τm=2051.80.89*9.4+0.05*9.4=10.5По табл. 85 kσ=2,4 kτ=1,8 По табл. 86 εσ=0,91 ετ=0,89σa=σи=σ∑B=M∑BWи=32.2*1030,1*223=38,7 МПаτкр=ТWp=T0.2*d3=40*1030.2*223=18.8 МПаσm=0 τm=τa=τкр2=18,82=9,4 МПаДля Ст.45 стр. 69 ψτ=0,05 ψσ=0,1n=3,3*10,53,32+10,52=3,15 >n=2.5Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
29
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
5. Расчет подшипников качения5.1. Расчет подшипников качения для шестерни
По диаметру вала d1=16 мм выбираем [табл. 52] шариковый радиально-упорный подшипник типа №36203легкой серии.
Приведенная нагрузка
Определяем приведенную нагрузку:
Приведенную (условную) нагрузку Р определяем в зависимости от типа подшипника. Для однорядных радиальных подшипников и однорядных радиально упорных шарико- и роликоподшипников.
P=(X∙V∙Fr+Y∙Fa)∙Kσ∙Ktгде X – коэффициент радиальной нагрузки таб. 47 [4,114]
V – коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца;
Fr – радиальная сила;
Правый подшипник
Fr=RBв2+RBг2=(-55.8)2+90.52=106.3 НЛевый подшипник
Fr=RAв2+RAг2=429.32+90.52=438 НY – коэффициент осевой нагрузки по таб. 47 [4,114]Fa – осевая нагрузка
При α=50 X=0.56 Y=1,45- коэффициент осевой нагрузки
Kσ – коэффициент безопасности по табл. 50 [4,115]
Kσ=1 нагрузка спокойная
Kt – температурный коэффициент: при температуре 150℃ Kt=1,1P=0,56*438+1,45*483*1*1,1=1040 НДолговечность подшипников качения
Задаемся долговечностью подшипников качения.
Долговечность подшипника принимаем равным строку службы привода.
Lh=15∙103 ч
n2=925 об/минИзм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
30
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
Общее число оборотов за планируемый срок службы
Определяем общее число оборотов за планируемый срок службы.
L=60∙n∙Lh106=60*925∙30∙103106=1665 млн обор.Требуемая динамическая грузоподъемность подшипников
Определяем требуемую динамическую грузоподъемность подшипников
C=P∙nLГде P – приведенная нагрузка подшипника
n – показатель степени конической усталости, n для шарикоподшипника n=3C=1040∙31665=12272 ННомер и диметр подшипника
По требуемой динамической грузоподъемности принимаем номер подшипника и диаметр.
Принимаем № 36203:
D=40 мм, , B=T=15 мм, d=17 ммCa=9430 Н , C0a=6240 НДолговечность принятого подшипника
Определяем долговечность принятого подшипника
Lh=10660∙n∙CPn=10660∙925∙1227215033=29687.3 ч
5.2. Расчет подшипников качения для колеса
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
31
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
По диаметру вала d1=25 мм выбираем [табл. 52] шариковый радиально-упорный подшипник типа №36205легкой серии.
Приведенная нагрузка
Определяем приведенную нагрузку:
Приведенную (условную) нагрузку Р определяем в зависимости от типа подшипника. Для однорядных радиальных подшипников и однорядных радиально упорных шарико- и роликоподшипников.
P=(X∙V∙Fr+Y∙Fa)∙Kσ∙Ktгде X – коэффициент радиальной нагрузки таб. 47 [4,114]
V – коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца;
Fr – радиальная сила;
Правый подшипник
Fr=RBв2+RBг2=1163.62+2492=1189.6 НЛевый подшипник
Fr=RAв2+RAг2=245.92+2492=349.95 НY – коэффициент осевой нагрузки по таб. 47 [4,114]Fa – осевая нагрузка
При α=50 X=0.56 Y=1.45- коэффициент осевой нагрузки
Kσ – коэффициент безопасности по табл. 50 [4,115]
Kσ=1 нагрузка спокойная
Kt – температурный коэффициент: при температуре 150℃ Kt=1,1P=0,56*1189.6+1,45*483*1*1,1=1503 НДолговечность подшипников качения
Задаемся долговечностью подшипников качения.
Долговечность подшипника принимаем равным строку службы привода.
Lh=15∙103 ч
n2=308,3 об/минОбщее число оборотов за планируемый срок службы
Определяем общее число оборотов за планируемый срок службы.
L=60∙n∙Lh106=60*308,3∙30∙103106=554,94 млн обор.Требуемая динамическая грузоподъемность подшипников
Определяем требуемую динамическую грузоподъемность подшипников
C=P∙nLГде P – приведенная нагрузка подшипника
n – показатель степени конической усталости, n для шарикоподшипника n=3C=1503∙3554,94=12960 НИзм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
32
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
Номер и диметр подшипника
По требуемой динамической грузоподъемности принимаем номер подшипника и диаметр.
Принимаем № 36205:
D=52 мм, , B=T=15 мм, d=25 ммCa=13100 Н , C0a=9240 НДолговечность принятого подшипника
Определяем долговечность принятого подшипника
Lh=10660∙n∙CPn=10660∙308.3∙1296015773=29998.95 ч
6. Расчет шпоночных соединений
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
33
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
Задаемся видом шпоночного соединения в зависимости от класса машины, конструкции соединяемые деталей, угловой скорости, величины и характера нагрузки.
6.1. Расчет шпоночных соединений для шестерни
Исходные данные: диаметр вала d = 21 мм
Вращ. момент T =10 Н∙мм
Зная диаметр вала d по ГОСТу 8788-68 принимаем размеры сечения шпонки b x h таб. 54 [4,121].
10100199096
Учитывая, что d=21 мм принимаем
b=6 мм – ширина шпонки
h=6 мм – высота шпонки
t=3,5 мм – глубина паза вала
t1=2,8 мм – глубина паза втулки
Длина шпонкиВ зависимости от длины ступицы задаются длиной шпонки l из стандартного ряда таб. 54 [2. c 121]. Рекомендуется l≤1,5∙d но не более длины ступицы.
l=1,5∙21=31,5 ммПринимаем l=28 ммУсловие прочности на смятие Из условия прочности на смятие, а в соединениях сегментными шпонками и на срез, определяем расчетные напряжения в соединении и сравнивают с допускаемыми значениями.
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
34
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
Условие прочности на смятие для шпоночных соединений с призматическими шпонками.
σсм=2∙Td(0,95∙h-t)∙l≤[σ]смгде T – передаваемый момент;
d – диаметр вала;
(0,95∙h-t) - рабочая глубина паза в ступице таб. 54 [4,121].
l - для шпонок с плоскими торцами
σсм=2∙1000021∙(0,95∙6-3,5)∙28=15.5 МПаДопускаемое напряжение смятия σсм для шпоночных соединений при постоянной нагрузке и чугунных ступицах [σ]см=90 МПа.σсм≤[σ]см Условие выполнено.
Условие прочности шпонки на срезτср=2∙Tb∙d∙l≤[τ]ср
τср=2∙1000021∙6∙28=5.7 МПаДопускаемое напряжение на срез шпонок τср=100 МПа при спокойной нагрузке
τср≤τсрУсловие выполнено.

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
35
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
6.2. Расчет шпоночных соединений для вала колеса
Исходные данные: диаметр вала d = 34 мм
Вращ. момент T =40 Н∙м
Зная диаметр вала d по ГОСТу 8788-68 принимаем размеры сечения шпонки b x h таб. 54 [4,121].
10100199096
Учитывая, что d=34 мм принимаем
b=10 мм – ширина шпонки
h=8 мм – высота шпонки
t=5 мм – глубина паза вала
t1=3,3 мм – глубина паза втулки
Длина шпонки
В зависимости от длины ступицы задаются длиной шпонки l из стандартного ряда таб. 54 [4,121]. Рекомендуется l≤1.5d но не более длины ступицы.
l=1.5*34=48 ммПринимаем l=22 ммУсловие прочности на смятие
Из условия прочности на смятие, а в соединениях сегментными шпонками и на срез, определяем расчетные напряжения в соединении и сравнивают с допускаемыми значениями.
Условие прочности на смятие для шпоночных соединений с призматическими шпонками.
σсм=2∙Td(0,95∙h-t)∙l≤[σ]смгде T – передаваемый момент;
d – диаметр вала;
(0,95∙h-t) - рабочая глубина паза в ступице таб. 54 [4,121].
l - для шпонок с плоскими торцами
σсм=2∙4000034∙(0,95∙8-5)∙28=32.3 МПаИзм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
36
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
Допускаемое напряжение смятия σсм для шпоночных соединений при постоянной нагрузке и стальных ступицах [σ]см=50 МПа.σсм≤[σ]см Условие выполнено.
Условие прочности шпонки на срез
τср=2∙Tb∙d∙l≤[τ]ср
τср=2∙4000034∙10∙28=8.4 МПаДопускаемое напряжение на срез шпонок τср=100 МПа при спокойной нагрузке
τср≤τсрУсловие выполнено.
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
37
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
7. Выбор муфтВ курсовом проектировании не предусмотрен расчет муфты, а муфта выбирается по стандарту в зависимости от диаметра вала и расчета вращающего момента. Большинство муфт стандартизировано.
7.1. Тип муфтНаиболее распространенными муфтами для соединения валов электродвигателя и редуктора являются муфты упругие втулочно-пальцевые. Для соединения выходного вала привода рабочей машины используют жесткокомпенсирующие муфты (цепные или зубчатые).
7.2. Расчетный момент муфтыРасчетный момент муфты определяется по формуле:
Тр=k∙Tгде Тр- расчетный вращающий момент
T- номинальный вращающий момент на валу
T=10Н∙мk- коэффициент эксплуатации.
K=1.2
Тр=k∙T=1.2*10=12 Н∙мМуфты упругие втулочно-пальцевые (в соответствии с ГОСТ 21424‑93)
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
38
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
165759237284
367347513335
d = 12 l1=9D = не более 75 l2=12d1=25 l3=1d2=17 B = 3

8. Выбор сорта маслаСмазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обозначенного на сборочном чертеже.
Объём масляной ванны
Vm=0,25∙Pтр=0,25∙1.36=0.34 дм3По табл.10.8[7,253] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σH=302 МПа скорости v=1.44 м/с рекомендуемая вязкость должна быть равна= .
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
39
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
По табл.10.10[7,253] принимаем масло индустриальное
И-30А ГОСТ 20799-75.
Подшипники смазываются пластичной смазкой, которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Сорт смазки УТ-1.

ЗаключениеИзм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
40
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ
В процессе работы был спроектирован одноступенчатый конический редуктор, входящий в состав электромеханического привода. Также был произведен полный расчет привода, состоящий из кинематического расчета, расчета геометрических параметров, силового и проверочного расчета.
Редуктор выполнен в закрытом чугунном корпусе. Детали редуктора выполнены из качественной конструкционной стали.
Основные достоинства редуктора:
1. Высокая надежность, долговечность;
2. Относительно небольшие габариты редуктора;
3. Простота и удобство для проведения регламентных и ремонтных работ;
4. Технологичность и невысокая стоимость используемых материалов.
Основные недостатки редуктора:
1. Большой вес редуктора;
2. Повышенная хрупкость чугунного корпуса;
В целом редуктор отвечает требованиям технического задания и пригоден к эксплуатации.

Список использованной литературыАнурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя. Том 2. –М.,Машиностроение,2001. – 900 с.
Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. –4-е изд., перераб. и доп., - М.: Высш. шк., 1985. – 444 с.
Детали машин: Атлас конструкций. Часть 1. Под ред. Д.Р.Решетова. – 5-е изда., перераб. и доп., - М.: Машиностроение, 1979. – 350 с.
Попов И.И. Юнусов Г.С. Детали машин и основы конструирования: Учебное пособие / Мар. гос. ун-т. – Йошкар-Ола, 2004. – 195 с.
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
41
КП. ПЭМ.211.00.00.00 ПЗ


Приложенные файлы

  • docx 8511846
    Размер файла: 693 kB Загрузок: 0

Добавить комментарий