Реферати українською » Промышленность, производство » Розрахунок и проектування зубчато-пасів приводу


Реферат Розрахунок и проектування зубчато-пасів приводу

>Міністерствоосвіти та науки України

>НаціональнийТехнічнийУніверситет “>ХПІ”

Кафедра деталей машин йприкладноїмеханіки

>КУРСОВАРОБОТА

“>Розрахунок йпроектування

>зубчато-пасового приводу”

>Виконав: ст.групи

>Перевірив:

>Харків, 2006


1.Вибірелектродвигуна

>Вихіднідані: = 4,5 кВт;

= 175об/хв;

 = 2,25.

1.1ВизначеннязагальногоККД приводу:

 = = 0,96 0,98 0,992 = 0,92;

деm – число парпідшипників.

1.2ВизначеннянеобхідноїпотужностіЕД.:

 = (кВт).

1.3Визначеннячастотиобертаннядвигуна впершомунаближенні:

 = 11 11 = 1925 (об./хв).

>Використовуючитаблицю 2 [1],вибираємоелектродвигун4А100S4У3;

 = 5,5 кВт; = 1445 об./хв;

1.4Розбиваємозагальнепередатне ставленняміж передачами:

 = = = 8,26; = ;= 2…4;=2…5;

>Приймаю = 4,13 тоді: = == 2,0

1.5Заповнюютаблицю 1:

>Таблиця 1

>Параметр >Розмірність ВалЕД >Вхідний вал I >Вихідний вал II
1 N кВт 4,9 4,65 4,5
2 n об./хв 1445 722,5 175
3 T >Hм 32,4 61,46 245,6
4

D>min

мм 32 30 45

 = = = ; = = 0,96 0,99 4,9= 4,65 (кВт);

 = ; = = = 722,5; T = 9550 ; = 9550 = 32,4 (>Hм); = 9550 = 61,46 (>Hм);

  = 9550 =245,6 (>Hм).d ;k = 5,7 ;>d = 5,7 = 18,1 (мм);

 >d I = 5,88 = 23 (мм);d II = 5,88 = 36 (мм).

2.Розрахунокпасовоїпередачі

>Вихіднідані (зтаблиці1):N1 = 4,9 кВт;

n1 = 1445 об./хв;

U>p = 2,0;

T1= 32,4Hм.

2.1 Потаблиці 2.12[1]вибираюперетин паса,використовуючипередостаннійстовпець T5, такщобзначення Т1 було б понад.Виходячи із цого,вибираюнормальний тип паса – А;

b>p = 11 мм; y0 = 2,8 мм; h = 8 мм;d>pmin = 90 мм; b0 = 13мм;q = 0,10кг/м.

2.2 Зметоюпідвищеннядовговічностіприймаюмінімальнийрозрахунковийдіаметршківа не 90 мм, анаступне йогостандартнезначення,тобто:d>p1 = 100 мм.

2.3Обчислююрозрахунковийдіаметрвідомогошківа:

>d>p2 =d>p1 U>p(1 –s ),деs = 0,02;d>p2 = 100 2,0(1-0,02) = 196 мм;

ізтаблиці 2,21 [1]вибираюнайближчестандартнезначення,тобтоd>p2 = 200 мм.

2.4Обчислююколовушвидкість паса:

7,56 (м/с).

2.5Обчислююміжосьовувідстаньпасовоїпередачі впершомунаближенні:

2.6Визначаюрозрахунковудовжину паса впершомунаближенні

>Стандартнадовжина паса впершомунаближенні: L1 ст =1000 мм

2.7Визначаюдовжину паса в іншомунаближенні ізумови числапробігів, щодопускається:

 >Умовадовговічності невиконується

>Приймаємодовжину паса із умівдовговічності:

1,5 мПриймаємостандартнудовжину паса: L>2ст = 1600 мм

2.8Обчислююміжосьовувідстань, щовідповідає іншому стандартномузначенню

(мм)

2.9Визначаюмінімальну імаксимальнуміжосьовівідстані, щовідповідаютьвимогамексплуатації.

2.10Обчислюю кутобхвату наведучомушківі

a1 = 180° – 60° 180° –60°°>[a1] = 110°

2.11Визначаюеталоннудовжинуременя,стор. 28 табл 2.15 [1]

>L=1600 мм

2.12 По табл. 2.19 [1]визначаємокоефіцієнт ЗL методомінтерполяції.

ЗL=0,977

2.13Вихіднапотужність приd>p1 =100 мм та VT =7,5 м/сдорівнює (по табл. 2.15)

N0 = 1,275 кВт –методомінтерполяції

2.14Коефіцієнткутаобхвату Зaвизначаю потаблиці 2.18 [1] Зa = 0,97

2.15Виправлення дообертального моменту напередатне ставлення, табл. 2.20 [1]

DTu =1,1(Hм)

2.16Виправлення допотужності:DNu =0,0001DTu >nод =0,00011,11445 = 0,16 кВт

2.17Коефіцієнт режиму роботи (по табл. 2.8): З>p=0,73

2.18Визначаю допуск.потужність однією пас:

[N] = (N0>CL>Ca+>DNu)>C>p = (>1,2750,9970,97+0,16)0,73 = 1,005 кВт

2.19Визначаю числопасів:

2.20Коефіцієнт числаременівстор.28 [1]: ЗZ=0,95

2.21Дійсне числопасів упередачідорівнює:приймаю Z' = 5

2.22Визначаю силупочатковогонатягу одногоклинового паса поформулі:

2.23Визначаюзусилля, щодіє на валипередачі поформулі:

2.24Розміриободівшківіввизначаю ізтаблиці 2.21

L>p=11 мм;h=8,7 мм;b=3,3 мм;

>e=15±0,3 мм;f=10мм;a1=34про

>r=1,0 мм; h>lmin=6мм;a2=38про

2.25Зовнішнідіаметришківіввизначаю по формулах:

(мм)

(мм)

2.26 Ширіну ободашківіввизначаю поформулі:

(мм)

3.Розрахунокзубчастоїпередачі

3.1.Вибірматеріалу ірозрахунокдопустимихнапружень.

3.1.1 Потаблиці 3.12[1]вибираємо характеристикиматеріалу.Твердість колеса винна бути на 30 – 40одиницьНВ меншетвердостішестірні.

>Параметри >Шестерня Колесо
1 Марка стали Сталь40Х Сталь 45
2 >Твердістьсердцевини >245НВ >200HB
3 >Твердістьповерхні >58HRC >50HRC
4 >Термообробка >ЗагартовуванняТВЧ >Нормализація
5

800Мпа 450МПа
6

1000 МПА 750МПа

3.1.2.Визначаюдопустимінапруженнязгину дляшестірні

=343МПа

=600МПа -межавитривалості (>відповідаєбазовоїкількостіциклівнавантаження)

-Коефіцієнт безпеки

-Коефіцієнт, щовраховуєзасібздобуття заготівлі

-Коефіцієнт, щовраховуєобробкуперехідноїкривої

-Коефіцієнт,чутливості метала доконцентраторівнапружень

=1,0 –Коефіцієнт, щовраховує характерприкладеннянавантаження увипадкувідсутності реверсу

=1,0 -Коефіцієнтдовговічності

3.1.3.Визначаюдопустимінапруженнязгину для колеса.

=206МПа

3.1.4.Визначаюдопустимінапруженнязгину нашестірні, щодіє примаксимальнихзусиллях.

>МПа

3.1.5.Визначаюдопустимінавантаження на колесо при дії максимальногозусилля:

>МПа

= 2500МПа

3.1.6.Визначаюдопустиміконтактнінавантаження дляшестірні:

=945МПа

=>18HRC+150 - межаконтактноївитривалості

 -коефіцієнтдовговічності

 -коефіцієнт безпеки

 -коефіцієнт, щовраховуєшороховатістьповерхні

 -коефіцієнт, щовраховуєколовушвидкість

3.1.7.Визначаюдопустиміконтактнінавантаження для колеса:

=372МПа

P.SH2=1.2; ZR=0.95;

K>HL2=1.0; Zv=1.0;

3.1.8.Допустиміконтактнінавантаження

3.2Проектнийрозрахунокзубчатоїпередачі.

3.2.1Вихіднідані ізтаблиці №1стовпець «>Вхідний вал І»

N1 = 4,65 кВт n1 = 722,5об/хв. T1 = 61,46Hм = 4,13

3.2.2 –коефіцієнтрозподілунавантаженняміж зубами.

3.2.3Визначаюорієнтовноколовушвидкість:

 м/с

3.2.4Приймаюкоефіцієнтширинивінця

3.2.5Коефіцієнтрозподілунавантаження поширинівінця,береться помалюнку 3.14 [1]

3.2.6 –коефіцієнтдинамічності,визначається потаблиці 3.16 методом

>інтерполяції

3.2.7 ZM=275МПа1/2 –коефіцієнт, щовраховуємеханічнівластивостіматеріалу:

3.2.8 ZH=>1,76cos=1,76 –коефіцієнт,якийвраховує формуколіс, щосполучаються.

3.2.9Приймаємокількістьзубцівпершоїшестерні Z1=21, тоді

Z2=Z1>UЗ=86,73приймаємо Z2=87

3.2.10 -коефіцієнт, щовраховуєсумарнудовжинуконтактнихліній

  

3.2.11Визначаюнаближенезначеннякоефіцієнтаторцевогоперекриття

3.2.12Підставляюотриманізначення увихідну формулу йвизначаюмінімальнийдіаметрпочаткового колашестірні:

3.2.11.Визначаю модульзачеплення впершомунаближенні:

>Отриманий результатокругляю убільшу бік донайближчого стандартногозначення по табл. 9,отжеm=1.5

3.2.12 мм

>Визначаю ширинувінця

b = y>bd >d1 =40.32мм

Урезультатіпроведенняпроектувальногорозрахункуодержуємо:

Z1 = 21m = 1.5 Z2 =87bW = 40.32 мм

3.3.Геометричнийрозрахунокзубчастоїпередачі.

3.3.1Визначаюділильний кутпрофілю вторцевомуперетині:

3.3.2Визначаю кутзачепленнюпередачі:

,

>Приймаю X1 = X2 =0 ,тобтокорекціязубцюватої парівідсутня

3.3.3Визначаюміжосьовувідстань:

мм

3.3.4Обчислююдіаметриділильного колашестірні і колеса:

мм мм

3.3.5Обчислюємодіаметри вершинзубівшестірні і колеса

мм

 мм

3.3.6Обчислююколовідіаметризападин

3.3.7Обчислюємодіаметриосновнихкілшестірні і колеса

мм мм

3.3.8. Кутпрофілю зуба вкрапках на кілках вершин:

3.3.9Обчислюємоскладовікоефіцієнтаторцевогоперекриття:

3.3.10Визначаюкоефіцієнтторцевогоперекриття

3.3.11Осьовийкрокперекриттядорівнює

3.3.12Визначаюкоефіцієнтосьовогоперекриття

3.3.13Сумарнийкоефіцієнтперекриття

3.3.14Еквівалентні числазубівпередачі

3.3.15Визначаюколовушвидкістьпередачі V = м/с

3.4.Перевірочнийрозрахунокзубчастоїпередачі

3.4.1.Перевірочнийрозрахунокзубчастоїпередачі наконтактнувитривалість

У основурозрахункупокладена залежність:

 >МПа

>деZM = 275МПа1/2 ZH = 1,76

  

 >МПа

>[], але йперевищення не було за 10%.

>Умова невиконується.!!!!

3.4.2Перевіркациліндричноїзубцюватої парі навитривалість привигині.

У основурозрахункупокладена залежність:

>деКA =1.0 -коефіцієнт режиму роботи

–коефіцієнтрозподілунавантаженняміж зубами привигині

 -коефіцієнтрозподілунавантаження поширинівінця при

>вигині.Визначається по малий. 3.14(буд),стор. 73 дляшостоїсхеми в

>залежності від

–коефіцієнтзалежності призгині по табл. 3.16

 –коефіцієнтформи зуба

 –коефіцієнтформи зуба

–коефіцієнт, щовраховуєнахилзубів

>коефіцієнт, щовраховуєперекриттязубів

-колова сила наділильномуколі

>Усіскладовіпідставляю увихідну формулу йзнаходжу:

>МПаМПа

>МПаМПа

>Умовавиконується.

3.4.3Перевірочнийрозрахунокзубцюватої парі наміцність, при дії максимальногонавантаження.

>Усіскладовіпідставляю увихідну формулу йзнаходжу:

>МПаМПа

>МПаМПа

>Умовавиконується.

 

4.Розрахуноквихідного валу наміцність

4.1Статичнийрозрахунок валу

>Вихідніданні

N = 4.5 кВт

n = 175об/хв

T = 245,6Hм

D>min =45мм

D2 =130.5мм

bW =40.32мм

4.1.1Визначаємореакціїзусиль узачепленнях

4.1.2Визначаємодіючінавантаження тавигибаючимоменти:

a = b = 80 мм

 

де: - межавитривалостіматеріалу присиметричномуциклінавантаження

  - межавитривалостіматеріалу привіднульовомуциклінавантаження

4.1.3.Визначаєморозрахунковийдіаметр валу внебезпечномусіченні:

= 55МПа

 м

Потаблиці 1 D>IImin = 45 мм

>Приймаємо D = 45 мм

УпершомунаближенніберемоСТ-45 у табл 5.1стор.169

4.1.4Визначаємоосьовий тарадіальниймоменти опору по табл 5.9стор.183,користуючисьлишедіаметром валу.

W>o =7800 мм3 W>p = 16740 мм3

4.1.5Коефіцієнтперевантаження:

4.1.6Визначаємомаксимальнізгінні тадотиковінапруги

 >МПа

 >МПа

4.1.7Визначаємостатичнізапасиміцності валу

Зтаблиці 5.1[1]беремо характеристикисталі:

 >МПаМПа

4.1.7Загальний запасміцності

4.2Розрахунок валу навитривалість

4.2.1Визначаємоеквівалентнукількістьциклівнавантаження

>Приймаємобазовукількістьциклівнавантаження

4.2.2Визначаємокоефіцієнтдовговічності

>приймаємо

4.2.3Визначаємоамплітудне тасереднєзначеннянавантаження

 >МПа 

 >МПаМПа

ізтаблиці 5.12вибираємозначеннякоефіцієнтівконцентраторівнапруги для

>шпоночного паза (табл. 5.1) 

4.2.4Визначаємопоправочнікоефіцієнти взалежності віддіаметра валу (зтаблиці 5.16)

4.2.5 Узалежності від класуточності та маркиматеріалу по табл 5.14знаходимо

4.2.6Визначаємо дійснакоефіцієнтиконцентраторівнапруги

4.2.7Визначаємо запасміцності

ізтаблиці 5.1

4.2.8Визначаємозагальний запасміцності

5.Розрахунокпідшипниківкочення

5.1Розрахунокпідшипника настатичнувантажопідйомність

>Вихідніданні із 4.1.2

5.1.1Радіальна сила

5.1.2Вибираємопідшипникикотіння повнутрішньомудіаметру,використовуючисереднюсерію (>табл.15стор.256)

>Вибираємопідшипник № 309

 

5.1.3Визначаємовантажопідйомністьпідшипника

=0,6 –коефіцієнтрадіальногонавантаження

5.2Розрахунокпідшипника надовговічність

5.2.1Визначаємоеквівалентнединамічненавантаження

де –коефіцієнтрадіальногонавантаження

 –коефіцієнтобертання

 –температурнийкоефіцієнт

 –коефіцієнт безпеки

5.2.2Вираховуємо рядків роботипідшипника угодинах

 

6.Розрахунокз'єднань

6.1Розрахунокшпоночнихз'єднань

6.1.1Вибираємо шпонки згідно іздіаметром валу,користуючисьтабл.5.19стор.190

6.1.2Перевіряємоміцність назім'яття

 >Мпа

 м

 м

>Приймаємо

>Приймаємо

6.2Розрахунокнерівномірнонавантаженихболтів

6.2.1Вираховуємоперекидаючий момент

 >Нм

де = 61.46Нм - момент нашвидкохідному валу

 = 245.6Нм - момент натихохідному валу

 = 0 - моментсилитяжіння

6.2.2Використовуючи формулу 8.18стор.228[1],визначаємомаксимальненавантаження, щодіє наболти.

 М

 де -кількістьболтів подовжині редуктора

 мм, мм, мм -відстань відосіфланцевихболтів

 до Першого іншого татретього болта

6.2.3Визначаєморозрахунковенавантаження, щодіє наболти.

 М

 де -коефіцієнт запасущільностізтику

 >коефіцієнтзовнішньогонавантаження (>табл.8.5стор226)

6.2.4 Порозрахунковомунавантаженнювизначаємовнутрішнідіаметр болта.

 м

де

де - межатекучості

>Приймаємоd = 10 мм.

7.Мастило

7.1Кількістьрідкоїзмазкивибираємо ізрозрахунку0.35…..0.7

>Кількістьрідкоїзмазкивизначаємосіченнямвнутрішньоїпорожнини редуктора таглибиноюмасляноїванни.

Длязмащуваннязакритих передачвикористовуєтьсярідказмазка типумашинної,в'язкістю 20-30сантистокс.


>Література

1.Н.Ф.Киркач,Р.А.Баласанян "Розрахунок і проектування деталей машин", Харків, "Основа" 1991.


Схожі реферати:

Навігація