Главная       Продать работу       Блог       Контакты       Оплата       О нас       Как мы работаем       Регистрация       Вход в кабинет
Тех. дипломные работы
   автомобили
   спец. техника
   станки
   тех. маш.
   строительство
   электроснабжение
   пищевая промышленность
   водоснабжение
   газоснабжение
   автоматизация
   теплоснабжение
   холодильники
   машиностроение
   др. тех. специальности

Тех. курсовые работы
   автомобили
   спец. техника
   станки
   тех. маш.
   строительство
   детали машин
   электроснабжение
   газоснабжение
   водоснабжение
   пищевая промышленность
   автоматизация
   теплоснабжение
   ТММ
   ВСТИ
   гидравлика и пневматика
   машиностроение
   др. тех. специальности

Тех. дополнения
   Отчеты
   Расчетно-графические работы
   Лекции
   Задачи
   Лабораторные работы
   Литература
   Контрольные работы
   Чертежи и 3D моделирование
   Тех. soft
   Рефераты
   Общий раздел
   Технологический раздел
   Конструкторский раздел
   Эксплуатационный раздел
   БЖД раздел
   Экономический раздел
   Экологический раздел
   Автоматизация раздел
   Расчетные работы

Гум. дипломные работы
   педагогика и психология
   астрономия и космонавтика
   банковское, биржевое дело
   БЖД и экология
   биология и естествознание
   бухгалтерский счет и аудит
   военное дело
   география
   геология
   государство и право
   журналистика и СМИ
   иностранные языки
   история
   коммуникации
   краеведение
   кулинария
   культура и искусство
   литература
   экономика и торговля
   математика
   медицина
   международное отношение
   менеджмент
   политология
   музыка
   религия
   социология
   спорт и туризм
   таможенная система
   физика
   химия
   философия
   финансы
   этика и эстетика
   правознавство

Гум. курсовые работы
   педагогика и психология
   астрономия и космонавтика
   банковское, биржевое дело
   БЖД и экология
   биология и естествознание
   бухгалтерский счет и аудит
   военное дело
   география
   геология
   государство и право
   журналистика и СМИ
   иностранные языки
   история
   коммуникации
   краеведение
   кулинария
   культура и искусство
   литература
   экономика и торговля
   математика
   медицина
   международное отношение
   менеджмент
   политология
   музыка
   религия
   социология
   спорт и туризм
   таможенная система
   физика
   химия
   философия
   финансы
   этика и эстетика
   правознавство

Гум. дополнения
   Отчеты
   Расчетные работы
   Лекции
   Задачи
   Лабораторные работы
   Литература
   Контрольные работы
   Сочинения
   Гум. soft
   Рефераты

Рефераты
   Авиация и космонавтика
   Административное право
   Арбитражный процесс
   Архитектура
   Астрология
   Астрономия
   Банковское дело
   Безопасность жизнедеятельнос
   Биографии
   Биология
   Биология и химия
   Биржевое дело
   Ботаника и сельское хоз-во
   Бухгалтерский учет и аудит
   Валютные отношения
   Ветеринария
   Военная кафедра
   ГДЗ
   География
   Геодезия
   Геология
   Геополитика
   Государство и право
   Гражданское право и процесс
   Делопроизводство
   Деньги и кредит
   ЕГЭ
   Естествознание
   Журналистика
   ЗНО
   Зоология
   Издательское дело и полиграф
   Инвестиции
   Иностранный язык
   Информатика
   Информатика, программировани
   Исторические личности
   История
   История техники
   Кибернетика
   Коммуникации и связь
   Компьютерные науки
   Косметология
   Краеведение и этнография
   Краткое содержание произведе
   Криминалистика
   Криминология
   Криптология
   Кулинария
   Культура и искусство
   Культурология
   Литература : зарубежная
   Литература и русский язык
   Логика
   Логистика
   Маркетинг
   Математика
   Медицина, здоровье
   Медицинские науки
   Международное публичное прав
   Международное частное право
   Международные отношения
   Менеджмент
   Металлургия
   Москвоведение
   Музыка
   Муниципальное право
   Налоги, налогообложение
   Наука и техника
   Начертательная геометрия
   Оккультизм и уфология
   Остальные рефераты
   Педагогика
   Политология
   Право
   Право, юриспруденция
   Предпринимательство
   Прикладные науки
   Промышленность, производство
   Психология
   психология, педагогика
   Радиоэлектроника
   Реклама
   Религия и мифология
   Риторика
   Сексология
   Социология
   Статистика
   Страхование
   Строительные науки
   Строительство
   Схемотехника
   Таможенная система
   Теория государства и права
   Теория организации
   Теплотехника
   Технология
   Товароведение
   Транспорт
   Трудовое право
   Туризм
   Уголовное право и процесс
   Управление
   Управленческие науки
   Физика
   Физкультура и спорт
   Философия
   Финансовые науки
   Финансы
   Фотография
   Химия
   Хозяйственное право
   Цифровые устройства
   Экологическое право
   Экология
   Экономика
   Экономико-математическое мод
   Экономическая география
   Экономическая теория
   Этика
   Юриспруденция
   Языковедение
   Языкознание, филология

Главная > Тех. курсовые работы > детали машин
Название:
Проект приводу змішувача

Тип: Курсовые работы
Категория: Тех. курсовые работы
Подкатегория: детали машин

Цена:
7 руб



Подробное описание:

 

 

 

 

 

Курсовий проект
з дисципліни «Деталі машин»
на тему: «Проект приводу змішувача»

 

 

Виконав: ст.. гр..


Прийняв:

 

Зміст
1. Проектування механічного приводу редуктора
3
1.1. Початкові дані для розрахунків
3
1.2. Вибір електродвигуна
3
1.3. Кінематичні розрахунки
3
1.4. Крутні моменти в перерізах валів
4
2. Розрахунок зубчастої передачі
5
2.1. Вибір матеріалу зубчастих коліс
5
2.2. Допустимі напруження
5
2.3. Геометричний розрахунок конічної зубчастої передачі
7
2.4. Силові залежності передачі та перевірка зубців на контактну та згинальну втому

9
3. Розрахунок відкритої клинопасової передачі
11
3.1. Основні параметри передачі
11
3.2. Силовий аналіз передачі
12
4. Розрахунок і конструювання валів
13
4.1. Розрахунок швидкохідного вала
13
4.2. Розрахунок тихохідного вала
15
4.3. Розрахунок валів на витривалість
19
5. Вибір підшипників кочення
22
6. Вибір розмірів і перевірка шпонкових з’єднань
25
7. Розрахунок та вибір муфти
28
8. Мащення та ущільнення редуктора
29
Список літератури
30

1. Проектування механічного приводу редуктора
1.1. Початкові дані для розрахунків

Потужність на вихідному валу привода Р3 = 4,0 кВт.
Кутова швидкість вихідного вала привода ω3 = 28 рад/с.
Термін служби передачі h = 28год.
Частота обертання веденого валу приводу:
об/хв. (1.1)
де ω3 - кутова швидкість веденого валу приводу, рад/с.

1.2. Вибір електродвигуна
Потужність на ведучому валу приводу
кВт (1.2)
де - потужність на кінцевому валу приводу
1;2…n – коефіцієнт корисної дії окремих передач кінематичного ланцюга (за схемою) з урахуванням втрат в опорах.
Частота обертання вала електродвигуна
об/хв. (1.3)
де п3 - частота обертання веденого вала приводу, об/хв.
uпас = 2 - передаточне число пасової передачі; uр = 3 – передаточне число конічного редуктора.
За потужністю та обертами вибираємо двигун. Марка двигуна 112М4/1445 потужність Рдв = 5,5 кВт
Частота обертання ведучого вала приводу: об/хв.
де пе – прийнята частота обертання вала електродвигуна, об/хв.

1.3. Кінематичні розрахунки
Загальне передаточне число приводу :
(1.4)
Передаточне число редуктора
(1.5)
де u – загальне передаточне число привода;
uпас = 2 – прийняте стандартне передаточне число пасової передачі
Частота обертання валів.
n1 = 1445 об/хв.
об/хв.
п3 = 267,52 об/хв.

1.4. Крутні моменти в перерізах валів
Потужність на проміжному валу приводу
кВт (1.6)
Кутові швидкості обертання валів
Ведучого вала пасової передачі:
рад/с.
де nе- частота обертання вала електродвигуна, об/хв;
Швидкість веденого вала пасової передачі (ведучого вала редуктора):
рад/с
де uпас - прийняте передаточне число пасової передачі.
Крутні моменти на валах
Нм (1.7)
де Рп – потужність на п-му валі приводу, кВт;
ωп – кутова швидкість на п-му валі приводу, рад/с.
Нм
Нм
Нм
З метою полегшення подальших розрахунків всі результати зводимо в таблицю 1.1.
Вал

І
ІІ
ІІІ
Р
кВт
4,52
4,21
4,0
ω
рад/с
151,24
75,62
28
n
об/хв
1445
722,5
267,52
Т
Нм
29,89
55,67
142,86
u

2
2,7


2. Розрахунок зубчастої передачі
2.1. Вибір матеріалу зубчастих коліс

Матеріали для виготовлення сталевих зубчастих коліс вибирають за даними таблиць. Приймаємо сталі однакові для колеса і шестерні. Їх характеристику наведено в таблиці 2.1
Таблиця 2.1
Характеристика матеріалів коліс зубчастої передачі
Марка
Твердість
, МПа
Термо-
обробка
Розмір заготовки, мм

Серцевина
поверхня

 


Колесо
40Х
235...262
235...262
640
покращення
200
125
Шестерня
40Х
269…302
269…302
750
покращення
125
80

Для визначення допустимих напружень у зубцях конічної передачі використовуєм наступні початкові дані:
Частота обертання ведучого вала передачі n = 722.5 об/хв.
Передаточне число передачі u = 2,7
Ресурс передачі h = 28·103 год.

2.2. Допустимі напруження
Середня твердість матеріалів шестерні й колеса
Колесо (2.1)
Шестерня
де і - мінімальна та максимальна твердість робочої поверхні зуба, вибирають залежно від матеріалів коліс і обраної термічної обробки (табл.2.1.)
Базове число циклів навантажень при розрахунках на контактну міцність
колесо (2.2)
шестерня
де - середня твердість матеріалу зубчастого колеса
- середня твердість матеріалу шестерні
Дійсне число циклів зміни напружень у зубцях
колесо
(2.3)
Шестерня
(2.4)
де п3 - частота обертання веденого вала передачі, об/хв.;
- ресурс передачі, год;
u - передаточне число передачі.
Коефіцієнт довговічності при розрахунках за контактною міцністю
колесо (2.5)
шестерня (2.6)
де , - базове число циклів зміни напружень у зубцях;
, - дійсне число циклів зміни напружень у зубцях;
- максимальний коефіцієнт довго тривалості.
Якщо , , тобто
Приймають ;
Допустимі контактні напруження на поверхні зубців
колеса МПа (2.7)
шестерні МПа
Максимальні допустимі контактні напруження на зубцях конічних коліс
МПа (2.8)
де - допустимі контактні напруження колеса, мПа
Коефіцієнти довговічності при розрахунку на згинальну втому
колеса (2.9)
шестерня
де - базове число циклів зміни напружень у зубцях;
, - дійсне число циклів зміни напружень у зубцях;
- максимальний коефіцієнт довговічності.
- показник ступеня кривої втоми, при Т.О. покращення
Якщо ;, тобто ,
Приймаємо ;
Допустимі напруження згину зубців передачі
колеса МПа (2.10)
шестерні МПа
2.3. Геометричний розрахунок конічної зубчастої передачі

Основою для виконання розрахунків конічних зубчатих передач є наступні початкові дані:
Р2 = 4 кВт - потужність на ведучому валу.
п2 = 267,52 об/хв. - частота обертання ведучого вала.
ω2 = 28 раз/с - кутова швидкість ведучого вала.
u = 2,7 - передаточне число передачі
МПа - допустиме контактне напруження.
МПа - допустиме граничне напруження згину.
Т1 = 55,67 Нм - крутий момент в перерізі ведучого вала передачі.
Т2 = 142,86 Нм - крутий момент в перерізі веденого вала.
- коефіцієнт навантаження конічної передачі.
Зовнішній ділильний діаметр колеса передачі
мм (2.11)
де - коефіцієнт , що розраховує нерівномірність розподілу навантаження за шириною вінця при розрахунку за контактною міцністю.
u - передаточне число передачі.
Т2 - крутильний момент з переріз веденого валу, Нм
υH - коефіцієнт навантажувальної здатності конічної передачі порівняно з циліндричною.
Коефіцієнт
(2.12)
Коефіцієнт
(2.13)
Число зубів колеса
(2.14)
де z1 - число зубців шестерні (приймаємо z1 = 23);
- передаточне число передачі.
Приймаємо z2 = 62.
Фактичне передаточне число передачі
(2.15)
Зовнішній модуль для прямозубої передачі
мм (2.16)
Приймаємо: =4 мм.
Кути при вершинах ділильних конусів шестерні та колеса
о (2.17)
о (2.18)
де - фактичне передаточне число передачі.
Зовнішні ділильні діаметри шестерні та колеса без корекції
мм (2.19)
мм
де - зовнішній модуль передачі.
- число зубів передачі.
Зовнішня конусна відстань передачі
мм. (2.20)
де - зовнішній ділильний діаметр колеса передачі.
- кут при вершині ділильного конуса колеса.
Ширина вінця колеса
мм (2.21)
де- конусна відстань передачі.
Середня конусна відстань передачі
мм (2.22)
Середній модуль зубця
мм (2.23)
Середній ділильний діаметр шестерні і колеса
мм (2.24)
мм
Зовнішні діаметри вершин коліс
мм (2.25)
мм
де- зовнішні ділильні діаметри шестерні та колеса
- зовнішній модуль передачі.
- коефіцієнт корекції передачі.
- кути при вершинах ділильних діаметрів.
Коефіцієнти корекції передачі
(2.26)

Зовнішні діаметри впадин коліс
мм (2.27)
мм
Частота обертання та кутова швидкість веденого вала
об/хв
рад/с
Колова швидкість передачі
м/с (2.28)
де - кутова швидкість веденого вала.
- середній ділильний діаметр колеса.
Ступінь точності передачі: 8-й середньої точності.

2.4. Силові залежності передачі та перевірка зубців на контактну та згинальну втому.
Колова сила в зачепленні
Н (2.29)
Осьова сила на шестерні
Н (2.30)
де - колова сила в зачепленні
- кут зачеплення
- кут при вершині ділильного кола шестерні
Радіальна сила на шестерні прямозубої передачі
Н (2.31)
Осьова сила на колесі передачі
Fa2 = Fr1 = 752,99 Н
Радіальна сила на колесі передачі
Fr2 = Fa1 = 279,74 Н
Коефіцієнт
(2.32)
де - коефіцієнт ширини зубчастого вінця в частках діаметра шестерні
Коефіцієнт динамічного навантаження при згині
Напруження згину в основі зубця колеса
МПа (2.33)
де - колова сила в зачепленні
- коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження за шириною вінця при розрахунку за згином ( = 1,42)
КFV = 1.06 - коефіцієнт динамічного навантаження при розрахунку за згином
- коефіцієнт форми зубця ( = 1,39)
- ширина вінця колеса
- модуль передачі
= 1,4 - коефіцієнт навантажувальної здатності конічної передачі.
Напруження згину в основі зубця шестерні
МПа (2.34)
де - напруження згину в основі зубця колеса
- коефіцієнти форми зубця шестерні та колеса
Умова згинальної міцності зубців

де - допустиме напруження згину шестерні або колеса
Перевірка зубців на контактну втому
МПа (2.35)
де - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження за шириною вінця при розрахунку на контактну втому
- крутний момент в перерізі веденого вала передачі
- фактичне передаточне число передачі
- зовнішній коефіцієнт ділильний діаметр колеса передавального
- коефіцієнт навантаження здатності конічної передачі порівняно з циліндричною ( = 0,85)
МПа
3. Розрахунок відкритої клинопасової передачі

За крутним моментом на ведучому валу приводу Т1 = 29,89 Нм і кутовою швидкість ω1 = 151,24 рад/с попередньо вибираємо переріз клинового паса типу А. Згідно табличними даними він має площу поперечного перерізу 81 мм2, базову довжину l0 = 1700 мм, може працювати на шківі діаметром d1 =112 мм з допустимою потужністю Р0 = 2,39 кВт, якщо швидкість паса до 15 м/с.

3.1. Основні параметри передачі
Діаметр веденого шківа
мм (3.1)
де u – передаточне число передачі, (u = 2)
Швидкість руху паса
м/с (3.2)
Фактичне передаточне число
(3.3)
Орієнтовна міжосьова відстань передачі
мм (3.4)
Мінімальна довжина паса
мм (3.5)
За стандартним рядом довжини клинових пасів приймаємо l = 1600 мм.
Фактична міжосьова відстань передачі
(3.6)
Кількість пробігів паса
с-1 (3.7)
що менше допустимого [і] = 12 с-1
Кут обхвату ведучого шківа
(3.8)
Умова виконується α1 ≥ 120ої
Коефіцієнт, що враховує кут обхвату
(3.9)
Коефіцієнт фактичної довжини паса
(3.10)
Ср = 0,85 – для незначних коливань навантажень
Сz = 0,95, якщо кількість пасів z =2…3.
Допустима потужність для одного паса
кВт (3.11)
Кількість привідних пасів
, приймаємо z = 3. (3.12)

3.2. Силовий аналіз передачі
Попередній натяг пасів
Н (3.13)
Навантаження на вали з боку пасів
Н (3.14)
4. Розрахунок і конструювання валів
4.1. Розрахунок швидкохідного вала

Для розрахунку швидкохідного вала потрібно деякі попередні дані: Т1 = 55,67 Нм; Ft = 2207,01 Н; Fr = 752,99 Н; Fa = 279,74 Н; dm1 = 48,024 мм.
Попередній розрахунок вала
Для виготовлення вала вибираємо сталь 40Х, твердість 235...262НВ, σТ = 640 МПа. Покращення 269...302 НВ.
Приймаємо зниження допустимих напружень [τ]кр = 20 МПа.
Діаметр перерізу вихідного кінця вала:
мм (4.1)
Приймаємо d1 = 25 мм, тоді інші ділянки вала:
d2 = 28 мм – діаметр вала під ущільнення;
d3 = 30 мм – діаметр вала під підшипники кочення;
d4 = 36 мм – проміжний діаметр вала;
d5 = 28 мм – діаметр вала під маточину шестерні;
Вибираємо відповідні до легкої серії підшипник: №7206, для якого D = 62;;
Для визначення довжини кожної ділянки вала викреслюємо ескізну компоновку складальної одиниці.
Конструктивно приймаємо:
δ = 5 мм, δ1 = 4,5 мм, l6 ≈ 10 мм.
Після викреслювання шестерні призначаємо:
а' = 30 мм; b = 50 мм.
Тоді маємо:
l1 = 2d1 = 2∙25 = 50 мм;
l2 = 22 мм; (визначається вимірюванням)
l3 = В = 16 мм;
l4 = b - В = 60 - 16 = 34 мм;
l5 = 59 мм (визначається вимірюванням);
l6 = 6 мм (визначається вимірюванням);
l7 = 5…7 мм (конструктивно);
l8 = 25∙tgα = 25∙tg 14o = 14,5 мм;
l = b-2l8 = 50-29 = 21 мм.
а = а'+ l825∙= 30+14,5 = 44,5 мм.
Перевірка на статичну міцність швидкохідного вала

Реакція в опорах:
від радіальної сили
;
Н;
Н;
від осьової сили
Н;
від колової сили
;
Н
Н
Згинальні моменти (максимальні значення)
від радіальної сили
Нмм
від осьової сили
Нмм
від колової сили
Нмм
Сумарний згинальний момент
Нмм
Напруження в небезпечному перерізі (опора 2):
згину
МПа (4.2)
кручення
МПа (4.3)
Сумарне (еквівалентне) напруження в небезпечному перерізі
МПа (4.4)
де - напруження кручення;
- напруження згину
Максимальне еквівалентне напруження під час короткочаснихз перевантажень
МПа (4.5)
де - сумарне напруження в небезпечному перерізі
Кп – коефіцієнт перевантажень.
Допустиме еквівалентне напруження
МПа (4.6)
де - текучість
Умова статичної міцності вала
МПа < МПа

4.2. Розрахунок тихохідного вала
Вихідні дані: Т2 = 142,86 Нм; Ft = 2207,01 Н; Fr = 279,74 Н; Fa = 752,99 Н; dm2 = 129,46 мм.
Попередній розрахунок вала
Для виготовлення вала вибираємо сталь 40Х, твердість 235...262НВ, σТ = 640 МПа. Покращення 269...302 НВ.
Приймаємо зниження допустимих напружень [τ]кр = 20 МПа.
Діаметр перерізу вихідного кінця вала:
мм (4.7)
Приймаємо d2 = 36 мм, тоді інші ділянки вала:
d1 = 38 мм – діаметр вала під ущільнення;
d3 = 40 мм – діаметр вала під підшипники кочення;
d4 = 45 мм – діаметр вала під маточину колеса;
d5 = 53 мм – діаметр виступу вала;
d6 = 45 мм – проміжний діаметр вала;
Вибираємо відповідні до легкої серії підшипник: №7208, для якого D = 80;; е = 0,36
Для визначення довжини кожної ділянки вала викреслюємо його ескізну компоновку. Її розпочинаємо з взаємного розміщення конічного колеса та шестерні. Конструктивно вибираємо К = 6 мм, l5 = 8 мм
Після викреслювання колеса призначаємо:
l2 = 2d2 = 2∙36 = 72 мм;
l1 = 20 мм; (визначається вимірюванням)
l3 = В = 20 мм;
l4 = 49 мм;
l6 = 117 мм;
l7 = 6 мм;
Відстань між серединами підшипників
l = В+l4 + l5 + l6 + l7 = 20+49 +8+117= 194 мм.
а = 25 tgα + l7+ (l4 - 0,5b2cosδ1) = 25∙tg14+6+(49-0.5∙38∙cos20.38)= 43.4 мм.
Приймаємо а = 44 мм.
b = l5 + l6 +0,5b2cosδ1 = 8+l17+0.5∙38∙cos 20.38=142.8 мм
приймаємо в = 143 мм

Реакція в опорах:
від радіальної сили
;
Н;
Н;
від осьової сили
Н;
від колової сили
;
Н
Н
Згинальні моменти (максимальні значення)
від радіальної сили
Нмм
Нмм
Нмм

від осьової сили
Нмм
від колової сили
Нмм
Нмм
Нмм
Сумарний згинальний момент
Нмм
Напруження в небезпечному перерізі (опора 2):
згину
МПа
кручення
МПа
Сумарне (еквівалентне) напруження в небезпечному перерізі
МПа
де - напруження кручення;
- напруження згину
Максимальне еквівалентне напруження під час короткочаснихз перевантажень
МПа
де - сумарне напруження в небезпечному перерізі
Кп – коефіцієнт перевантажень.
Допустиме еквівалентне напруження
МПа
де - текучість
Умова статичної міцності вала
МПа < МПа

4.3. Розрахунок валів на витривалість
Швидкохідний вал
Визначаємо коефіцієнти запасу міцності в перерізі вихідного кінця вал та під маточиною шестерні, оскільки там є шпонкові пази, які призводять до концентрації напружень.
Границі витривалості:
МПа (4.8)
МПа (4.9)
Переріз під маточиною шестерні
Вихідні параметри: Т1=55,67 Нм, Мзг = 120,52 Нм, d5 = 28 мм, b = 8 мм, t1 = 4 мм.
Значення необхідних коефіцієнтів
Кτ = 1,54; Кσ = 1,76; Кd = 0.85
(4.10)
(4.11)
Осьовий і полярний моменти опору перерізу вала:
мм3 (4.12)
мм3 (4.13)
Середні та амплітудні напруження циклу:
МПа (4.14)
МПа (4.15)
Коефіцієнт запасу міцності
(4.16)
(4.17)
(4.18)
Міцність вала забезпечена, оскільки S = 2.61 > [S] = 1.5…2.5.
Вихідний кінець вала
Вихідні параметри: d1 = 25 мм, b = 8 мм, t1 = 4 мм.
Для цього перерізу
; (4.19)
Значення коефіцієнтів: Кτ = 1,54; Кσ = 1,76; Кd = 0.85
Полярний моменти опору перерізу вала:
мм3
Середні та амплітудні напруження циклу:
МПа
Коефіцієнт запасу міцності

Міцність вала забезпечена, оскільки S = 9,5 > [S] = 1.5…2.5.
Тихохідний вал
Визначаємо коефіцієнти запасу міцності в перерізу ділянки вала під маточиною колеса, оскільки там є шпонковий паз, який призводять до концентрації напружень.
Границі витривалості:
МПа
МПа
Вихідні параметри: Т2=142,86 Нм, Мзг = 219518,14 Нмм, d4 = 45 мм, b = 14 мм, t1 = 5,5 мм.
Значення необхідних коефіцієнтів
Кτ = 1,71; Кσ = 1,89; Кd = 0.82


Осьовий і полярний моменти опору перерізу вала:
мм3
мм3
Середні та амплітудні напруження циклу:
МПа
МПа
Коефіцієнт запасу міцності

 

Міцність вала забезпечена, оскільки S = 4,59 > [S] = 1.5…2.5.

5. Вибір підшипників кочення

Зважаючи на наявність осьових сил орієнтуємося на радіально-упорні підшипники.
Швидкохідний вал
Вихідні дані: діаметр вала під підшипники d3 = 30 мм; реакції в опорах Н (5.1)
Н
Осьова сила в зачеплені Fa = 279.74 Н; швидкість обертання вала ω1 = 151,24 рад/с; режим роботи підшипників – СН; термін роботи редуктора h = 28000 год.
Орієнтуючись на діаметр цапф d3 = 30 мм, вибираємо підшипники середньої серії 7306А, які мають: С0 = 39900 Н – базова статична вантажність; С = 52800 Н - базова динамічна вантажність; β = 14 град.
Параметри осьового навантаження
; е = 0,31 (5.2)
Осьові складові сили у підшипників від радіальних навантажень:
Н (5.3)
Н
Сумарні осьові навантаження підшипників
Н (5.4)
Н
Уточнення параметра осьового навантаження за відношенням :
Для підшипника 1
і е = 0,37
Для підшипника 2
і е = 0,37
Розрахункові еквівалентні навантаження
підшипник 1
< е = 0,37, то Х1=1, Y1=0
Тоді
Н (5.5)
підшипник 2
< е = 0,37, то Х1=1, Y1=0
Тоді
Н
Подальший розрахунок проводимо для підшипника 1, який більш навантажений.
Еквівалентне навантаження
Н (5.6)
Розрахункова довговічність підшипників в млн.. об.
млн.. об (5.7)
де а1 = 1 – для 90% -ї надійності підшипників;
а2 = 0,7 – для роликових підшипників;
р = 10/3 - для роликових підшипників.
Розрахункова довговічність підшипників у годинах:
год. (5.8)
Отже підшипники 7306А можна залишити на швидкохідному валу, бо їх довговічність перевищує термін служби редуктора.
Тихохідний вал
Вихідні дані: діаметр вала під підшипники d3 = 40 мм; реакції в опорах Н
Н
Осьова сила в зачеплені Fa = 752,99 Н; швидкість обертання вала ω1 = 28 рад/с; режим роботи підшипників – СН; термін роботи редуктора h = 28000 год.
Орієнтуючись на діаметр цапф d3 = 40 мм, вибираємо підшипники середньої серії 7308А, які мають: С0 = 56000 Н – базова статична вантажність; С = 80000 Н - базова динамічна вантажність; β = 14 град.
Параметри осьового навантаження
; е = 0,35
Осьові складові сили у підшипників від радіальних навантажень:
Н
Н
Сумарні осьові навантаження підшипників
Н
Н
Уточнення параметра осьового навантаження за відношенням :
Для підшипника 1
і е = 0,37
Для підшипника 2
і е = 0,37
Розрахункові еквівалентні навантаження
підшипник 1
< е = 0,37, то Х1=1, Y1=0
Тоді
Н
підшипник 2
> е = 0,37, то Х1=0,45, Y1=1,6
Тоді
Н
Подальший розрахунок проводимо для підшипника 3, який більш навантажений.
Еквівалентне навантаження
Н
Розрахункова довговічність підшипників в млн.. об.
млн.. об
де а1 = 1 – для 90% -ї надійності підшипників;
а2 = 0,7 – для роликових підшипників;
р = 10/3 - для роликових підшипників.
Розрахункова довговічність підшипників у годинах:
год.
Отже підшипники 7308А можна залишити на швидкохідному валу, бо їх довговічність перевищує термін служби редуктора.
6. Вибір розмірів і перевірка шпонкових з’єднань

Шпонка під ведучим шківом пасової передачі
T1=28,89 H м- обертальний момент
d= 22 мм - діаметр вала
b=6 мм - розмір перерізу шпонки
h=6 мм – розмір перерізу шпонки
t=3,5 мм – глибина паза в валі
t=2,8 мм – глибина паза в маточині
За умови міцності на зминання, розраховують робочу довжину шпонки
l=мм (6.1)
де мПа
Повна довжина шпонки
l= l+b= 8,2+6 = 14,2 мм (6.2)
Робоче напруження зрізу
мПа (6.3)
Отже, міцність шпонки за напруженням зрізу забезпечено оскільки:
=30,8мПа
мПа
Шпонки на ведучому валу редуктора
Шпонка на вихідному кінці ведучого вала
T2=55,67 H м- обертальний момент
d= 24 мм - діаметр вала
b=8 мм - розмір перерізу шпонки
h=7 мм – розмір перерізу шпонки
t=4 мм – глибина паза в валі
t=3.3 мм – глибина паза в маточині
За умови міцності на зминання, розраховують робочу довжину шпонки
l=мм
де мПа
Повна довжина шпонки
l= l+b= 15,5+8 = 23,5мм
Робоче напруження зрізу
мПа

Отже, міцність шпонки за напруженням зрізу забезпечено оскільки:
=24,7мПа
мПа
Шпонка під маточиною шестерні
T2=55,67 H м- обертальний момент
d= 28 мм - діаметр вала
b=8 мм - розмір перерізу шпонки
h=7 мм – розмір перерізу шпонки
t=4 мм – глибина паза в валі
t=3.3 мм – глибина паза в маточині
За умови міцності на зминання, розраховують робочу довжину шпонки
l=мм
де мПа
Повна довжина шпонки
l= l+b= 13,3+8 = 21,3 мм
Робоче напруження зрізу
мПа

Отже, міцність шпонки за напруженням зрізу забезпечено оскільки:
=23,3мПа
мПа

Шпонка під маточиною колеса
T3=142,86 H м- обертальний момент
d= 45 мм - діаметр вала
b=14 мм - розмір перерізу шпонки
h=9 мм – розмір перерізу шпонки
t=5,5 мм – глибина паза в валі
t=3,8 мм – глибина паза в маточині
За умови міцності на зминання, розраховують робочу довжину шпонки
l=мм
де мПа
Повна довжина шпонки
l= l+b= 7,5+14 = 21,5 мм
Робоче напруження зрізу
мПа

Отже, міцність шпонки за напруженням зрізу забезпечено оскільки:
=20,09мПа
мПа
Шпонка на вихідному валу редуктора
T3=142,86 H м- обертальний момент
d= 36 мм - діаметр вала
b=10 мм - розмір перерізу шпонки
h=8 мм – розмір перерізу шпонки
t=5 мм – глибина паза в валі
t=3,3 мм – глибина паза в маточині
За умови міцності на зминання, розраховують робочу довжину шпонки
l=мм
де мПа
Повна довжина шпонки
l= l+b= 15,9+10 = 25,9 мм
Робоче напруження зрізу
мПа

Отже, міцність шпонки за напруженням зрізу забезпечено оскільки:
=30,6мПа
мПа

7. Розрахунок та вибір муфти

Муфту вибираємо пружну із зірочкою залежно від крутного моменту на валу для з’єднання валів діаметром d=25 мм. Крутний момент на валу Т2 = 675 Нм, коефіцієнт перевантаження Кп = 1,5.
Знаходимо обертальний момент:
Т=Кп·Т2 =1,5·15 = 22.5 Нм (7.1)
Основні геометричні розміри муфти: D = 50 мм; D1 = 48 мм; L = 75 мм; d1 = 28 мм; B = 10,5 мм; l = 15 мм; Т = 15 Нм; ω = 675 рад/с.

Рис. 7.1. Розрахункова схема пружної муфти з зірочкою
Перевірка міцності зірочки.
За умови обмеження тиску на робочих поверхнях гумової зірочки:
МПа (7.2)
Міцність муфти забезпечена, оскільки
р
1,97 МПа 3 МПа

8. Мащення та ущільнення редуктора

Зубчасті колеса змащуються простим способом – занурювання їх в мастило. Рівень мастила вибираємо таким, щоб найменше одна третина довжини зубця колеса була занурена в мастило. В’язкість мастила вибираємо в залежності від колової швидкості коліс і значення контактного напруження.
=328,4 мПа V=2,73 м/с
кінематична в’язкість мастила
∙10-6 м2/с (8.1)
вибираємо V=67∙10-6 м2/с
В залежності від контактного напруження передачі =396 МПа, та колової швидкості зубчатої передачі V=1,82 м/с вибираємо сорт мастила марки ИРП-75 (по ТУ 38-101451-78).
Підшипники змащуємо пластичним мастилом, яке закладається в камери підшипників під час монтажу. Сорт мастила – солідол марки УС-2.
Для ущільнення кришок вибираємо гумовані армовані манжета в залежності від діаметра вала за ГОСТ 8752-79.


Список літератури

1. Чернавський С.А. Курсове проектування деталей машин. – М: Машинобудування 1987
2. Шейнбліт А.Е. Курсове проектування з деталей машин. - М: Вища школа 1991
3. Малащенко В.О Янків В.В. Деталі машин. Курсове проектування – Л.: Новий світ – 2000, 2004
4. Токарський Ю.М. Янків В.В. Розрахунок механічних передач та електронно-обчислювальних машин. Л. 2003.
5. Токарський Ю.М., Янків В.В., Сірик З.О. Механічні передачі. Розрахунок та конструювання. «Новий Світ-2000», 2004.
6. Павлище В.Т. Основи конструювання та розрахунок деталей машин. Київ, «Вища школа», 1993.

 




Комментарий:

Курсова робота повна, креслення, додатки, записка


Рекомендовать другу
50/50         Партнёрка
Отзывы