Детали машин
.docx
|
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования «Уральский государственный аграрный университет» |
ФГБОУ ВО Уральский ГАУ |
|
Курсовой проект по дисциплине «Детали машин и основы проектирования» |
|
Кафедра графики и деталей машин |
Курсовой проект
по дисциплине «Детали машин и основы проектирования»
Выполнил: студент 3 курса факультета
транспортно-технологических машин и
сервиса, Назаренко Иван Владимирович
Проверил: доцент, канд. техн. наук,
Эльяш Наталия Николаевна
Екатеринбург 2014 г
Содержание
ВВЕДЕНИЕ
Реду́ктор (механи́ческий) — механизм, передающий и преобразующий крутящий момент, с одной или более механическими передачами. Основные характеристики редуктора — КПД, передаточное отношение, передаваемая мощность, максимальные угловые скорости валов, количество ведущих и ведомых валов, тип и количество передач и ступеней.
Обычно редуктором называют устройство, преобразующее высокую угловую скорость вращения входного вала в более низкую на выходном валу, повышая при этом вращающий момент. Редуктор, который преобразует низкую угловую скорость в более высокую обычно называют мультипликатором. Редуктор, который преобразует высокую угловую скорость в более низкую, обычно называютдемультипликатором.
1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ. РАСЧЕТ КИНЕМАТИЧЕСКИХ И ЭНЕРГОСИЛОВЫХ ПАРАМЕТРОВ РЕДУКТОРА
1.1. Выбор электродвигателя
Выбор электродвигателя производят в зависимости от требуемой мощности Рдв.треб. и частоты вращения вала электродвигателя nдв.треб. Требуемую мощность электродвигателя определяют по формуле
, (2.1)
Pдв. треб.=4,5 /0, 922=4,88 кВт
где: Рвых – мощность на выходном валу привода, в соответствии с исходными данными, кВт
(2.2)
Рвых =5,0*0, 9=4,5 кВт
η – общий КПД привода, который определяется произведением КПД элементов привода и характеризует потери мощности при передаче энергии от электродвигателя к исполнительному механизму.
Если привод состоит из электродвигателя, открытой передачи, одноступенчатого редуктора и двух муфт, то
η= ηо.п.* η2п.п.* ηз.п.* ηм (2.3)
η=0,98*0,9052*0,97*0,98=0, 922
где ηо.п. – КПД открытой передачи; ηм – КПД муфты; ηзп – КПД зубчатой передачи; ηп – КПД одной пары подшипников.
Электродвигатель 4А 112MB6I3/950 ГОСТ 19523-81
nдв = 1445 об/мин ; Рдв = 5,5 кВт ; Модель двигателя: 112M4/1445
Частота вращения двигателя на выходе:
. (2.5)
n вых = =54.6 об/мин
1.2. Определение передаточного числа редуктора
После выбора электродвигателя определяют передаточное число редуктора
(2.6)
uред = =
Стандартное значение uст=2,5. Принимаем по ГОСТ 2185-66
. (2.7)
∆u=
1.3. Определение мощности и вращающих моментов на валах
Частота вращения входного вала редуктора:
n1 = nдв / uст n2
n1 = 289 об/мин
Частота вращения выходного вала редуктора:
n2 = n1/uст = 57 об/мин
Мощности (кВт), передаваемые валами, определяются с учетом КПД составляющих звеньев кинематической цепи (см. рис.4):
Р1 = Рдв ∙ ηоп ∙ ηп
Р1 = 4.88*0. 98*0,99=4.74 кВт
Р2 = Р1∙ ηзп∙ ηп ∙ηм (2.8)
Р2 = 4.74*0,99*0,98*0,98=4.5 кВт
Вращающие моменты ( Н∙м) на валах редуктора могут быть определены по следующим зависимостям:
для входного вала - , (2.9)
Т1 = 9550*
для выходного вала -
Т1 = 9550
Далее производится предварительный расчет диаметров валов по заниженным допускаемым напряжениям, т.е. считая, что вал работает только на кручение, без учета изгиба:
(2.10)
d1 =
d2 =
Для удобства дальнейших расчётов найденные параметры редуктора сводятся в таблицу:
№ вала |
u ред |
ni , об/мин |
Рi , кВт |
Т, Н∙м |
d i , мм |
1 |
5 |
289 |
4.74 |
156.63 |
38 |
2 |
57 |
4.5 |
753. 94 |
63 |
2. ВЫБОР МУФТ
Устанавливаем зубчатую муфту для соединения тихоходного вала с барабаном конвейера.
Муфта ГОСТ 5006-94 d=40 мм; [Τ]=710 Н*м.
3.Расчет цилиндрической зубчатой передачи
3.1. Выбор материалов, термообработки и допускаемых напряжений
НВ1 = НВ2 + (20…70) – при твердости зубьев НВ ≤ 350,
где НВ1 – твердость шестерни;
НВ2 – твердость колеса.
Для шестерни выбираем сталь 40Х ( темп. обр-ка У)
НВ1=228…255
НВ1=240.
Для колеса выбираем сталь 40Х ( темп. обр-ка Н)
НВ2=180…229
НВ2=220
Допускаемые контактные напряжения для стальных зубчатых колес
(4.1)
[σн]1==500 МПа
[σн]2==427,27 МПа
Допускаемые напряжения изгиба
(4.2)
[σf]1==246,8 МПа
[σf]2==205,7 МПа
3.2. Определение расчетного крутящего момента
, (4.3)
Т2Н =753. 94*1,0*1,4=1055.52 Н*м Т2F = 1055.52*1,0*1,4=1477.72Н*м
3.3. Расчет основных геометрических параметров цилиндрической зубчатой передачи
3.3.1. Ориентировочное значение межосевого расстояния аw определяют из условия контактной выносливости.
Межосевое расстояние, мм [1, с.21 ]
, (4.4.)
w = 430*(5+1)*
где К 1 = 430 - для передач с косыми и шевронными зубьями.
Ψba=0,25 - коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию
w cт = 250 мм ГОСТ 2185-66
3.3.2. Значения модуля зубчатых колес вычисляют по соотношению
m = (0,01 …0,02)·aw , (4.5)
m = 450*0.01=2,5 мм
*0,02=5 мм => mn=3.5 мм по ГОСТ 9563-80.
3.3.3. Суммарное число зубьев передачи zΣ = z1 + z2 ,
где z1 - число зубьев шестерни; z2 - число зубьев колеса.
(4.6)
z==140. Предварительно принимаем β=10.
z1 = =23; z2 = - z1 = 140-23=117
Уточняем величину угла β:
(4.7)
3.3.4. Фактическое передаточное число редуктора = не должно отличаться от принятого стандартного, более чем на ± 4%
Δu = (4.8)
∆u=%
3.3.5. Делительные диаметры шестерни d1 и колеса d2 :
(4.9)
d1= ; d2=
Правильность выполненных расчетов проверяют по соотношению
(4.10)
=
Если межосевое расстояние получилось равным стандартному значению без округления, то это означает, что делительные диаметры рассчитаны правильно. В противном случае необходимо уточнить величину cos β и повторить расчет.
3.3.6. Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:
(4.11)
da1=82.14+2*3,5=82.14 мм; da2=417.86+7=425.36 мм
3.3.7. Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:
(4.12)
df1=82.14-2.5*3,5=73.39 мм; df2=417.86-2.5*3,5= 409.11мм
Ширина зубчатого венца колеса и шестерни, соответственно
; (4.13)
b2=0,25*250=62.5 мм; b1=62.5+5=67.5 мм
Полученные значения ширины колеса и шестерни следует округлить до целого числа по нормальным линейным размерам.
3.4. Определение сил в зацеплении
Для ведения инженерных расчетов силу нормального давления на зуб колеса Fn в косозубой передаче можно разложить на 3 составляющие:
- окружная сила Ft;
- радиальная сила Fr;
- осевая сила Fa.
Окружная сила , (4.14)
Ft =
Радиальная сила , (4.16)
Fr = 3813.73*
Осевая сила . (4.17)
Fa = 3813.73*0,17885=682.09 Н
3.5. Проверка зубьев колес на прочность по контактным напряжениям
Проверочный расчет выполняют для колеса, у которого меньше допускаемое напряжение
, (4.18)
=
H2
Расчет верный.
3.6. Проверка зубьев колес на прочность по напряжениям изгиба
Zvi=Zvi=24; YF=3, 92.
Условие прочности по напряжениям изгиба
, (4.19)
σF = .
Расчет верный.
3.7. Определение фактической скорости в зацеплении
Фактическая скорость в зацеплении V, ( м/с) определяется после расчета геометрических параметров
, (4.20)
V=
Согласно скорости зацепления колес, выбираем тип смазки и степень точности обработки.
Степень точности – 8.
Так как V=1.24 > 1 => смазка жидкостная.