Реферати українською » Промышленность, производство » Розрахунок на міцність закритою циліндричної одноступінчастої передачі та її проектування


Реферат Розрахунок на міцність закритою циліндричної одноступінчастої передачі та її проектування

Страница 1 из 5 | Следующая страница

року міністерство освіти

Російської Федерації

Санкт-Петербурзький державний гірський інститут ім. Р. У. Плеханова (технічний університет)

>Курсовой проект

По дисципліни

Прикладна механіка

Тема

>Расчет на міцність закритою циліндричною одноступінчастої передачі й її проектування

Автор

>Сметанина А. І.


Технічне завдання

 

2. Вихідні дані нині проектом: ВаріантI-7,N=4кВт,n=600про/хв,К=1,5Т=20000прямозубая, вертикальнакомпановка

2. Зміст пояснювальній записки: Повний розрахунок на міцність із детальними поясненнями

3. Перелік графічного матеріалу: 1 лист формату А1, 3 виду, окреміеобходимие вузли.

4. Термін закінченою роботи28.05.2008г.


Анотація

У курсовому проекті виконано розрахунок, на основі його спроектований одноступінчатий циліндричнийкосозубий редуктор, готовий до зниження кутових швидкостей і збільшеннякрутящего моменту і має широке використання у гірництва.

Під час проектування редуктора було прийнято такі конструктивні рішення: корпус редуктора складається з трьох частин 17-ї та відливається з чавуну маркиСЧ 15-32 , що дозволяє їм отримати складні геометричні форми корпусних деталей, швидкохідний вал спроектований яквал-шестерня.Пояснительная записка виконано обсязі 62 сторінок, доповнена4-мя ілюстраціями. До пояснювальної записки додається один складальнийчертеж формату А1 і специфікація до складальному кресленню обсягом трьох аркушів.


>Оглавление

Запровадження

1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок

2. Розрахунок редуктора

2.1 Вибір матеріалів зубчастих коліс й визначення що допускаються напруг

2.2 Визначення параметрів передачі

2.3 Визначення основних розмірів звичайною зубчастою пари

2.4 Визначення окружної швидкості й снаги, які узацеплении

2.5Проверочний розрахунок на контактну іизгибную витривалість зубів

>2.6Ориентировочний розрахунок валів

2.7 Конструктивні розміри елементів корпуси та кришки редуктора

2.8 Конструктивні розміри валів, підшипникових вузлів

2.9 Перший етапескизной компонування редуктора

2.10 Перевірка міцності валів

2.11 Другий етапескизной компонування редуктора

2.12 Підбіршпонок і перевірочний розрахунокшпоночних сполук

2.13 Підбір підшипників

2.14 Уточнений розрахунок валів

2.15 Визначення маси редуктор

3.Вичерчивание редуктора

4.Посадки основних деталей

5.Смазка зубчастих коліс, підшипників. Вибір сорти олії

Список використаних джерел

Додатка


Запровадження

В усіх життєвих галузях промисловості виробничі процеси здійснюються машини чи апаратами з машинними засобами механізації. Тому рівень промисловості, у більшою мірою визначається найвищим рівнем машинобудування. Сучасні машини багаторазово перевищують продуктивність фізичного і розумової праці людини. У цьому курсовому проекті знайшли належне відбиток основні, пов'язані з конструюванням одноступінчастого циліндричногопрямозубого редуктора, виробничі ж проблеми і відповідні рішення:

1. Підвищеннянадежности і ресурсу редуктора,достигаемое шляхом гарантування необхідного технічного рівня, застосування деталей та вузлів, надійних і довговічних за своєю природою.

2. Зменшенняматериалоемкости конструкції шляхом її оптимізації, вибору оптимальних матеріалів.

3. Зменшення енерговитрат шляхом забезпечення досконалого тертя і підвищення ККД редуктора.

У курсовому проекті реалізуються основні засади діалектики.

Відповідно до принципом детермінізму, тобто. загальної закономірною зв'язку всіх явищ, здійснюється перехід від умовних і мільйонів незалежних розрахунків деталей редуктора до розрахунками по істинним критеріям працездатності й до розрахунками як елементам єдиної системи.

Відповідно дофилосовскими категоріями необхідність, і випадковість, все розглянуті в курсовому проекті явища, дозволяють задовільний описдетерминистическими залежностями, розраховані з допомогою цих залежностей. Разом про те застосовувалися імовірнісні розрахунки для обліку таких недостатньо певних і вивчених чинників, як ресурси деталей, інтенсивність зношування, механічні характеристики матеріалів.

У курсовому проекті закон діалектики - перехід кількісних змін - укачесвенние - дуже яскраво ілюструються основним критерієм міцності - опором втоми.


1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок

 

1.Вичерчиваем кінематичну схему проектованого редуктора (мал.1).


Мал.1

2. Визначаємо ККД редуктора. По джерелу [3, з. 304] загальний ККД редуктора дорівнює твору ККД послідовно з'єднаних рухливих ланок, ККД мастила й за такою формулою

> =12 >2 3 (1)

де 1 – ККД однієї пари підшипників;

> 2 – ККД однієї пари зубчастих коліс;

> 3 – ККД мастила;

Беручи орієнтовно одній пари підшипників 1 = 0,99, одній

пари зубчастих коліс 2 =0,98,КПД мастила3=0,98, отримуємо загальний ККД редуктора

> = 0,992 ·0,98·0,98=0,94

3. Визначаємо необхідну потужність електродвигуна при поєднанні муфтою швидкохідного валу редуктора з валом електродвигуна:

>P1 =P2 /, (2 )

деP2 – потужність натихоходном валу, кВт;

> – ККД редуктора;

>P1 – необхідна потужність електродвигуна, кВт.

Тоді формулі (2) отримуємо

>P1 =4 /0,94 = 4,2Вт.

4. Вибираємо електродвигун. Згідно з рекомендаціями [3, табл.П61], приймаємо асинхронний електродвигун загального призначення до закритомуобдуваемом виконанні типу4А132М6У3, котрій n1 = 960 хв –1 – розрахункова частота обертання;PЕге =5,5кВт.

5. За формулою [3,стр.23] визначаємо передатне ставлення редуктора:

і = n1 / n2 , (3)

де n1 – частота обертання ведучого (швидкохідного) валу, хв -1;

n2 – частота обертання відомого (тихохідного) валу, хв –1.

Тоді формулі (3) отримуємо

і = 960 / 600 = 1,6 = u

6.Вичисляем поводить момент на швидкохідному (провідному) валу редуктора [3,стр.22] за такою формулою

T1 =9,55P1 / n1, (4)

деP1 - необхідна потужність електродвигуна, кВт;

n1 – частота обертання ведучого валу, хв –1.

T1 = 9,55·4,2·103 /960 =41,8Н·м.


2. Розрахунок редуктора

 

2.1 Вибір матеріалів зубчастих коліс й визначення що допускаються напруг

 

>1.Согласно рекомендаціям [3,стр.304,табл.П21 іП28], призначаємо виготовлення зубчастих коліс сталь 45 з термічної обробкою: нормалізація – для колеса, поліпшення – для шестерні.

2.Допускаемое контактне напруга визначається за такою формулою [3, стор. 97]

>НР =0НРK>HL, (5)

де0НР –допускаемое контактне напруга,МПа;

K>HL – коефіцієнт циклічною довговічності.

>Допускаемое напруга при розрахунку витривалість зубів на вигині визначається за такою формулою

>>FP =0>FРKFL, (6)

де0>FР –допускаемое напруга при розрахунку витривалість зубів на вигині,МПа;

KFL– коефіцієнт циклічною довговічності.

Приймаємо [3, табл.П28] для стали 45, нормалізація, твердість робочих поверхоньНВ180…200:допускаемое контактне напруга0НР = 420МПа; база випробувань напруг, відповідна тривалого межі витривалості N>HO = 107;допускаемое напруга при розрахунку витривалість зубів на вигині0>FР = 110МПа для реверсивною передачі; база випробувань напруг N>FO = 4·106 – для колеса.

Призначаючи ресурс передачіtгод =20000ч, знаходимо число циклів зміни напруг [3,с.97] за такою формулою

NHЄ = NFЄ = 60tгод n2, (7)

де NHЄ, NFЄ – відносне еквівалентну число циклів напруги;

>tгод – напрацювання передачі у годиннику;

n2 – частота обертання тихохідного валу, хв –1.

Тоді формулі (7) отримуємо

NHЄ = NFЄ = 60· 20000·600 = 72·107

Оскільки NHЄ > N>HO і NFЄ > N>FO, то значення коефіцієнтів довговічності K>HL = 1 і KFL = 1.

>Допускаемие напруги визначаються по формулам (5) і (6):

для колеса

>′′НР = 4201 = 420МПа;

>′′ >FP = 1101 = 110МПа;

для шестерні

>НР = 6001 = 600МПа;

> >FP = 1301 = 130МПа.


2.2 Визначення параметрів передачі

 

>1.Параметри звичайною зубчастою передачі почнемо визначати з обчисленнямежосевого відстані [3,с.92].Межосевое відстань визначаємо за такою формулою

aw = Ka (u + 1) , (8)

де T1 – поводить момент на швидкохідному валу,Нм;

u – передатне ставлення редуктора;

>HP –допускаемое напруга на контактну витривалість зубів колеса,МПа.

Знаходимо значення коефіцієнтів: Доа =4950Па1/ 3 – для сталевихпрямозубих коліс по [3, табл.П22]; коефіцієнти ширини зубчастих коліс>ba = 0,4 по [3,с.95];bбуд визначаємо відповідно до рекомендацій [3,с.96] за такою формулою

>bбуд = 0,5>ba(u + 1), (9)

де u – передатне ставлення редуктора.

Підставляючи числові значення формулу (9), отримуємо

>bбуд = 0,5·0,4(1,6+1) = 0,52.

Згідно з рекомендаціями [>3,табл.П25] коефіцієнт розподілу навантаження

по ширині віденця K>H = 1,02.Подставляем числові значення формулу (8) і визначаємомежосевое відстань

aw = 4950(1,6 +1)  =

=12870·= 0,093 м.

По СП РЕВ 229 – 75 [3,с.302] приймаємо aw =90мм.

2. Визначаємо нормальний модуль при відомомумежосевом відстані з співвідношення по [3, з. 93 ]

>mn = (0,01…0,02) aw, (10)

де aw –межосевое відстань, мм.

Тоді формулі (10) отримуємо

>mn = (0,01…0,02)90 = 0,9…1,8 мм.

По СП РЕВ 310 – 76 приймаємоmn = 1,5 мм.

3. Визначаємо число зубів шестерні і колеса по [3,с.91].Межосевое відстань пов'язані з числом зубів шестерні наступним співвідношенням

aw =0,5mnz1(u + 1), (11)

де aw –межосевое відстань, мм;

>mn – модуль, мм;

u – передатне число;

>z1 – число зубів шестерні;

Висловивши з формули (11) число зубів шестерні, одержимо:

>z1 = 2 aw /[mn (u + 1)] (12)

За формулою (12) визначаємо число зубів шестерні

>z1 = 2· 90/[1,5∙ (1,6 +1)] = 46,1.

Приймаємоz1 = 46. Тоді, відповідно до рекомендацій [3, з. 305], визначаємо число зубів колеса за такою формулою

>z2 = u ·z1, (13)

де u – передатне число;

>z1 – число зубів шестерні.

>Подставляем числові значення формулу (13) і визначаємо число зубів колеса

>z2 = 1,6 · 46 = 73,6;

приймаємоz2 = 74.

4. Уточнюємо передатне число, виразивши його з формули (13)

u =z2 /z1 (14)

u = 74 / 46 = 1,6 – стандартне.

Уточнюємо частоту обертання, висловивши їх із формули (3)

n2 = n1 /і (15)

n2 = 960/1,6 = 600 хв –1.

Визначаємо кутову швидкість тихохідного (відомого) валу за такою формулою

>2 = n2/30, (16)

де n2 – частота обертання тихохідного валу, хв –1.

Тоді формулі (16) отримуємо

>2 = 3,14 600/30 = 62,8 з-1.

 

2.3 Визначення основних розмірів звичайною зубчастою пари

 

Згідно з рекомендаціями [3,с.108], обчислюємо ділильні діаметри, діаметри вершин зубів і діаметри западин зубчастого колеса і шестерні.

1.Делительний діаметр визначається за такою формулою

>d =m>tz, (17)

деm>t –окружної модулькосозубой передачі, мм;

>z – число зубів зубчастого колеса чи шестерні.

>Подставляем числові значення формулу (17) і визначаємо ділильні діаметри шестерні і зубчастого колеса:

>d1 = 1,546 = 69 мм;

>d2 = 1,574 = 111 мм.

>2.Определяем діаметри вершин зубів зубчастого колеса і шестерні за такою формулою

>dа =d + 2mn, (18)

деd – ділильний діаметр зубчастого колеса чи шестерні, мм;

>mn – нормальний модуль , мм.

>Подставляем числові значення формулу (18) і визначаємо діаметри вершин зубів шестерні і зубчастого колеса:

>d>а1 = 69 + 21,5 = 72 мм;

>dА2 = 111 + 21,5 = 114 мм.

3. Визначаємо діаметри западин зубчастого колеса і шестерні за такою формулою

>d>f =d – 2,5mn, (19)

деd – ділильний діаметр зубчастого колеса чи шестерні, мм;

>mn – нормальний модульпрямозубой передачі , мм.

>Подставляем числові значення формулу (19) і визначаємо діаметри западин шестерні і зубчастого колеса:

>d>f 1 = 69 – 2,51,5 = 65,25 мм;

>d>f 2 = 111 – 2,51,5 = 107,25 мм.

4. Згідно з рекомендаціями [3, з. 108], уточнюємомежосевое відстань за такою формулою

aw =0,5(d1 +d2) , (20)

деd1 – ділильний діаметр шестерні, мм;

>d2 – ділильний діаметр колеса, мм.

Тоді підставляючи числові значення формулу (20) отримуємо

aw = 0,5(69+111) = 90 мм.

5. Згідно з рекомендаціями [3, з. 306], визначаємо ширину віденця зубчастих коліс за такою формулою

b =>ba aw, (21)

де>ba – коефіцієнт ширини зубчастих коліс;

aw –межосевое відстань, мм.

Тоді підставляючи значення>ba і aw в формулу (21) визначаємо ширину віденця зубчастих коліс

b = 0,4 90 = 36 мм,

приймаємо b1 = 39 мм для шестерні, b2 = 36 мм для колеса.

2.4 Визначення окружної швидкості й снаги, які узацеплении

1. Визначаємо окружну швидкість і призначаємо ступінь точності передачі. Згідно з рекомендаціями [3, з. 306], окружну швидкість визначаємо за такою формулою

> = n1>d1/60, (22)

де n1 – частота обертання швидкохідного валу, хв -1;

>d1 – ділильний діаметрщестерни , м.

>Подставляем числові значення формулу (22) і визначаємо окружну швидкість

> = 3,14 · 9606910 –3 / 60 = 3,4 м/с.

Джерело [3, табл. 2] рекомендує 9-ту ступінь точності передачі: < 4 м/с, проте до зменшення динамічної навантаження на зуби приймаємо 8-му ступінь точності..

2.Вичисляем сили, які узацеплении по [3, з.306].Окружная сила,изгибающая зуб визначається за такою формулою

F>t =P1 /, (23)

деP1 – потужність електродвигуна, кВт;

> – окружна швидкість, м/с.

Тоді формулі (23) отримуємо

F>t =P1 / = 41,8 · 103 / 3,4 = 1,2· 103 М.

>Осевая сила, відповідно до рекомендацій [3, з. 109], визначається за такою формулою

Fа = F>ttg, (24)

де F>t – окружна сила, М;

> – кут нахилу лінії зуба.

Тоді формулі (24) отримуємо

Fа = 1,2 · 103 tg 0 = 0 М.

Визначаємо радіальну (>распорную) силу за такою формулою

F>r = F>ttg (25)

де F>t – окружна сила, М;

> – кут профілю (зачеплення).

Тоді формулі (25) отримуємо

F>r = 1,2 · 103 tg 20 = 1,2 · 103 · 0,364 = 0,4·103 М

2.5Проверочний розрахунок на контактну іизгибную витривалість зубів

1. Перевіряємо робочі контактні напруги за такою формулою

>М = ZМ · ZМ · ZЄ· <НР , (26)

де ZМ – коефіцієнт, враховує форму пов'язаних поверхонь зубів (ZМ = 1,76 по [3, табл. 3]);

ZМ – коефіцієнт, враховує механічні властивості матеріалів пов'язаних зубчастих коліс (ZМ = 274 · 103Па1/2 по [3, табл.П22]);

ZЄ – коефіцієнт, враховує сумарну довжину контактних ліній;

ДоМ – коефіцієнт навантаження;

F>t – окружна сила, М;

u – передатне число;

>d – ділильний діаметр шестерні, мм;

b – ширина віденця зубчастого колеса, мм;

>НР –допускаемое контактне напруга,МПа (>НР =420МПа).

Відповідно до [3,стр.96] коефіцієнт ZЄ, враховує сумарну довжину контактних ліній, визначається за такою формулою

ZЄ = , (27)

де Є> – коефіцієнтторцового перекриття, визначається за такою формулою

Є> = [1,88 – 3,2 (1/z1 + 1/z2)] cos, (28)

деz1 – число зубів шестерні;

>z2 – число зубів зубчастого колеса.

>Подставляем числові значення формулу (28) і визначаємо коефіцієнтторцового перекриття

Є> = [1,88 – 3,2 (1/ 46 +1/ 74)] cos0 = 1,77.

>Подставляем значення коефіцієнтаторцового перекриття в формулу (27)

ZЄ = = 0,86

Коефіцієнт навантаження визначаємо за такою формулою

KH = KH >· KH >, (29)

де KH > – коефіцієнт, враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині віденця (K>H = 1,02 по [3, табл.П25]);

K>H – коефіцієнт, враховує динамічну навантаження, виникає взацеплении (K>H = 1,13 по [3, табл.П26]).

>Подставляем коефіцієнти K>H, K>H в формулу (29) і знаходимо коефіцієнт навантаження

KH = 1,02 · 1,13 = 1,15.

За формулою (26) перевіряємо контактну витривалість зубів:

>М = 1,76·274·103·0, 86·= 393·106Па <НР =420Мпа.

2. Проводимо перевірочний розрахунок зубів з їхньої витривалість на вигині. Згідно з рекомендаціями [3, з. 307], витривалість зубів по напругам вигину

перевіримо по рівнянню

>F = <>FР (30)

де

Страница 1 из 5 | Следующая страница

Схожі реферати:

Навігація