Петрозаводский Государственный Университет
Пояснительная записка к курсовомупроекту по предмету «Детали машин»
Выполнил студент ЛИФ
2-го курса МОЛК(ускор.)
Микитенко А.Т.
2005 г.
Содержание.
1. Выборэлектродвигателя и кинематический расчет. 3
2. Расчет цепнойпередачи. 5
3. Расчет редуктора. 9
4. Эскизнаякомпоновка. Предварительный расчет валов. Подбор подшипников. 14
5. Проверкапрочности шпоночного соединения. 17
6. Проверочныйрасчет ведомого вала. 17
7. Списокиспользованной литературы. 19
Расчет иконструирование.
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
1.1 Определим КПД привода:
Для приближенного определения КПДпривода примем ориентировочно:
КПД зубчатых колес η3=0,98;
КПД учитывающий потери в одной пареподшипников качения, η2=0,99;
КПД цепной передачи η1=0,92.
Общий КПД привода
2 2
η = η1η2η3 = 0,98*0,99*0,92=0,883
1.2 Требуемая мощность электродвигателя.
N1=N2/η=5.2/0.883=5.88 кВт
1.3 Используя табличные данныеопределим приближенное значение передаточного числа i; примем для редуктора i=5, для цепной передачи i=3.
Общее передаточное число i=5*3=15
1.4 Выбор электродвигателя.
Ориентировочно найдем необходимоеколичество оборотов на валу электродвигателя.
n1=n2*i=60*15=900об/мин
По каталогу выбираемэлектродвигатель, ближайший по мощности и оборотам на валу.
Принимаем электродвигатель единойсерии 4А марки 132 М6, мощностью N=7,5 кВт и n=1000об/мин.
1.5 Окончательно определяем передаточное число привода.
i=1000/60=16.6
Для редуктора примем iр=6
Тогда для цепи iц=16,6/6=2,77
1.6 Определяем угловые скорости валов привода:ведущего вала цепной передачи
рад/с;
ведомого вала цепной передачи
рад/с;
ведущего вала зубчатой передачи
рад/с;
ведомого вала зубчатой передачи
рад/с
1.7 Определяем моменты на валах :
Так как по условию задана мощность навыходном валу расчет выполняем не по принятой мощности двигателя, а потребуемой мощности .
На ведомом валу зубчатой передачи
Наведущем валу зубчатой передачи
На ведомом валу цепной передачи
На ведущем валу цепной передачи
2. Расчет цепной передачи
2.1 Расчетное значение шага t, мм, однорядной цепи определяем поформуле:
=55 Н м – вращающиймомент на валу меньшей звездочки;
— число зубьев ведущейзвездочки, принимаем из расчета:
i=31-5.54=25.4 принимаем
Число зубьев ведомой звездочки
i принимаем
— допускаемое среднеедавление, по таблице принимаем
Вычисляем
2.2 Полученноезначение округляем до ближайшего стандартного. Принимаем t=25,4
Принятый шаг проверяем по допустимойчастоте вращения ведущей звездочки:
2.3 Предварительноопределяем значение межосевого расстояния, из условия обеспечения угла обхватаведущей звездочки
примем а=30*25,4=762 мм
при числе звеньев в цепи
принимаем
где — длина цепи в шагах
762/25,4=30
2.4 Уточняеммежосевое расстояние по формуле :
2.5 Определяемокружную силу F, Н, на звездочке, равную тяговой силе на ведущей ветви:
Н
2.6 Определяемприближенную нагрузку на валы и опоры по формуле:
Q=1.15F=821 Н
2.7 Проверяем значение удельного давления (износостойкость)цепи по формуле:
где
p=714*1,875/180=7,4
По результатам расчетов подошлацепь марки ПР-25,4-5670
2.8 Определяемразмеры звездочек
Делительный диаметр звездочек
Ведущей
принимаем
ведомой
принимаем
Диаметр окружности выступов
Ведущей
ведомой
Диаметры окружностей впадин
ведущей
ведомой
Радиус закругления зуба
Радиус закругления
Длина ступицы
Диаметр ступицы
где
2.9 Результатырасчетов сводим в таблицу
Наименование параметра и единица
Значение параметра
Наименование параметра и единица
Значение параметра
Номинальный вращающий момент на ведомом валу, Нм
Тип цепи
ПР-25,4-5670
Угловая скорость звездочек, рад/с;
Шаг цепи, мм
t=25.4
Ведущей
Длина цепи, мм
L=2794
ведомой
Монтажное межосевое расстояние, мм
A=740
Число зубьев звездочек:
Окружная скорость цепи, мм
v=10.5
Ведущей
Нагрузка на валы и опоры, Н
Q=821
ведомой
Окружная сила, Н
F=714
Делительные диаметры звездочек, мм:
Ведущей
ведомой
3. Расчет редуктора.
3.1 Выбор материала для зубчатыхколес.
3.1.1 Передаточное число наданной стадии расчета принимаемравным передаточному отношению i=u=6. Момент вращения на ведомом валу редуктора М2=140,37Н-м. Значение коэффициента ψЬа=0,4 принимаем по таблице. Коэффициент Кнβ принимаемравным единице. Для обеспечения компактности привода ориентируемся на проектирование передачи с твердостьюрабочих поверхностей HRC>45, из стали с высокимимеханическими характеристиками.
Предполагая, что габариты шестерни не превышают d
3.1.2Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле :
[σн] = σн01/ /[n] =1380*1/1,2=1150 МПа,
где потаблице =23-60=1380 МПа, коэффициент долговечности для срока службы редуктора 36 000 ч принимаем Khl=1; [n]=1,2 — коэффициентбезопасности при поверхностном упрочнениизубьев.
3.2Расчет зубчатой передачи
3.2.1 Определяем межосевое расстояние
Для прямозубых передач числовой коэффициент u,на данной стадии расчета принимаем равным передаточному отношению (поскольку числазубьев еще неизвестны).
М2 – номинальный вращающиймомент на колесе.
67,4 мм
Полученноезначение
3.2.2 Определяем ширину венца зубчатогоколеса ( для принятой твердости ширина венцов назначается одинаковой:
ψЬа0,4*80=32
По таблице принимаем b=40 мм
3.2.3 Значение модуля из условиясопротивления изгибной усталости определяем по формуле:
где окружная сила
3.2.4 Допускаемые напряжения изгиба определяем поформуле:
где по таблице — коэффициент приодностороннем направлении нагрузки: — коэффициент приресурсе работы ≥36000ч; [n]=1.75– коэффициент безопасности для колес, изготовленных из штамповок. Порекомендациям для силовой передачи принимаем
m=1,25
3.2.5 Определяемчисла зубьев колес .
По формуле суммарное число зубьев
2*80/1,25= 128
принимаем
Определяем число зубьев шестерни
128/7=18,2
Число зубьев колеса
Фактическое передаточное числоредуктора
отличается от ранее принятого на 1,5%, чтодопустимо. Уточняем частоту вращения ведомого вала
отклонение от заданного составляет 0%,что вполне допустимо.
3.2.6 Определяем диаметры колес:
Делительные по формуле:
3.2.7 Проверяем межосевое расстояние по делительнымдиаметрам колес:
Диаметры вершин зубьев, по формуле:
3.2.8 Диаметры впадин зубьев, по формуле:
3.2.9 Определяемокружную скорость в зацеплении
По рекомендациям принимаем 8-юстепень точности изготовления зубчатых колес.
3.2.10 Силы,действующие в зацеплении.
Окружная сила
Радиальная сила
Осевая сила
Сопоставляя габариты колесспроектированной передачи удостоверяемся, что назначенная в начале расчетамарка стали 20ХН2М не требует изменения.
Термическая обработка колес позаданной твердости – цементация с последующей закалкой рабочих поверхностей зубьев HRC60.
3.2.11 Результаты расчетов редукторной передачисводим в таблицу.
Основные параметры спроектированнойредукторной передачи.
Наименование параметра и единица
Обозначение параметра и размер
Наименование параметра и единица
Обозначение параметра и размер
Номинальный момент на ведомом валу, Н*м
Межосевое расстояние, мм
80
Частота вращения вала, об/мин
Число зубьев:
Ведущего
360
Шестерни
Ведомого
Колеса
Угловая скорость вала, рад/с;
Модуль зацепления
m=1,25
Ведущего
Диаметры делительных окружностей, мм:
Ведомого
Шестерни
Передаточное число
6
Колеса
Материал колес
20ХН2М
Ширина зубчатого венца, мм
Твердость зубьев:
Шестерни
40
Шестерни
HRC60
Колеса
40
Колеса
HRC60
Силы, действующие в зацеплении, Н:
Тип передачи
прямозубая
Окружная
1200
Радиальная
437
Осевая
4. Эскизная компоновка.Предварительный расчет валов. Подбор подшипников.
4.1.Эскизную компоновку редуктора выполняемв соответствии с рекомендациями. Заметим приэтом, что ввиду небольшой окружнойскорости в зацеплении (v=0,43 м/с) проектируем смазывание подшипниковпластической мазью. Для предотвращения вытекания мази из подшипниковой полости внутрь редуктораустанавливаем мазеудерживающие кольца, а в крышках с отверстиями для выступающих концов валов — манжеты резиновые. Длину ступицы колеса определяем по рекомендациям: Lст=(1,0.. .1,5)d=1,1*50=55 мм. По параметрическому ряду Ra20 принимаем Lст=56 мм.
4.2. Назначаемпредварительные размеры отдельных участков валов. Диаметр dtвыступающего конца быстроходного валаопределяем по формуле (7.1):
17,7мм.
По табл. ПЗ принимаем стандартноезначение =18 мм. Диаметр вала под подшипник определяем по зависимости
dnl≈ 1,1 = 1,1-28=20 мм
что соответствует стандартному ряду внутренних диаметровподшипников.
Так как на выступающий конец быстроходного вала насаживается звездочка цепнойпередачи, то в целях обеспечения жесткости выступающего конца вала и лучшегоцентрирования на нем шкива принимаем конический конец вала с началомконусности 1: 10 от диаметра dn=20 мм, длиной
38 мм.
Полученныйрезультат округляем до стандартного ряда. По таблице принимаем d2=40 мм.
Диаметр вала под подшипник принимаем d2n=45 мм.
Для обеспечения большей жесткости выступающего конца вала и уменьшения концентраторов напряжений в местахперехода от диаметра к диаметру проектируемконический конец вала с началом конусности от 45 мм и длиной l2=82 мм .
Для выяснения сил, действующих в зацеплениях и в подшипниках валов редуктора, выполняем принципиальную схемупривода в изометрии .
4.3.Подбор подшипников.
Проверку долговечности подшипников выполняемпо методике, приведенной в § 7.2.
Исходные данные для ведущего вала:диаметр вала в месте посадки подшипника dnl=20 мм, частота вращения вала n1=360 об/мин, окружная сила F1=1200Н, радиальная сила Fr1=437H, осевая сила Fxl==0 H и нагрузка от цепнойпередачи Q= 821 Н,делительный диаметр шестерни d1=22мм .
Принимаем радиальный шарикоподшипник среднейсерии 304, у которого С== 15 кН, С0=10 кН, d=20 mm, D=52 mm, В=15 мм. Расстояния междуопорами и действующими на них нагрузками на основании эскизной компоновки.
Выполняем расчетную схему ведущего вала иопределяем радиальные реакции подшипников.
В вертикальной плоскости ху в силусимметричности (силу давления на вал от цепной передачи не учитываем, так какцепная передача по условиям компоновки находится в горизонтальной плоскости ивертикальная составляющая от Qбудет незначительной) имеем:
RyA = RyB= F/2 = 1200/2 = 600 Н.
В горизонтальной плоскости гх сучетом силы Q давленияна валы от цепной передачи
ΣM = 0; RzB2-Fx1d1/2+Frlll-Q(l + 2l1)=0,
откуда
RzB = [Q(l+2ll)-Fr1ll + Fxld1/2]/(2ll)= (821*173
— 600*54*10-3+0*22/2*10-3)/(2*54*l0-3) = 810 H;
откуда
RzA = (Ql + Fr + Fx1d3 + 437*54*10-3 + 0*22/2*10-3)/(2*54*10-3)= 685 H.
Суммарныерадиальные реакции подшипников: для опоры А
FrA= = 910H;
для опоры В
FrB = 1008 Н.
Как видно, более нагруженной является опора А,поэтому по ней ведем дальнейшие расчеты
Вычисляем отношение осевой нагрузки Fa=Fx1 к статическойгрузоподъемности намеченного ранее шарикоподшипника 304.
Fа/C0=0/10 200 = 0.
Согласно таблице значению Fa/C0соответствуете е=0,31. Поскольку Fa/Frа= 0
Определяемэквивалентную нагрузку по формуле :
P = (XF + YFa)K6 = 910*1,3 = 1183 H.
Тогдапо формуле долговечность подшипника
Lft = [106/(60nl)] (С/Р)з = [106/(60-455)](15300/1183) ≈79000 ч.
Так как, в задании не оговариваетсядолговечность подшипников, считаем ее достаточной.
Определяем долговечность подшипников ведомого вала. Руководствуясь эскизом, выполняем расчетную схему ведомого вала.
Определяем опорные реакции валаот нагрузки в зацеплении. В вер-
тикальной плоскости в силу симметрии имеем
Вгоризонтальной плоскости
ΣMy=0; — RzD-2l2+Fr2L2/2 = 0,
откудаR 2271 H.
откуда
(Fr2l2—Fx2d2/2)/(2l2) = (2547-50-10-3—1247-160/2-10-3)/(100-l0-3) =276 H.
Суммарныерадиальные реакции подшипников:
для опоры С
FrC =
для опоры D
FrD = = 4120 Н. Б.
Далееопределяем долговечность принятого роликоподшипника 7209. Исходные данные: FrCΣ=5675H; Fx2= 1247Н; n2= 60 об/мин; С=41900 Н; е=0,42; Y=1,45.
При схеме установки подшипников враспор осевые составляющие по формуле
Sc = 0,83eFrcΣ= 0,83*0,42*5675= 1978 Н;
SD = 0,83eFr =0,83*0,42*5403=1883 Н.
Израсчетов видно, что наиболее нагруженным радиальными и осевыми составляющими является подшипник D.
ПосколькуFx2+Sc—
Fa= +SC = 1247+ 1978 = 3225 Н.
Так как Fa/FrDΣ =3225/5403 = 0,59 > 0,41,
то Х = 0,4; Y = 1,45.
Эквивалентнаянагрузка
P = (XFr + YFa)Kб= (0,4*5403+ 1,45*3225) = 6837 Н.
Долговечность подшипника 7209
Учитывая конструктивные особенностиподшипника, с данной долговечностью приходится согласиться.
5. Проверка прочности шпоночного соединения.
Проверяемпрочность шпоночного соединения под зубчатым колесом. Поскольку d=50 мм, b=14 мм, h = 9 мм, l = 67 мм, lр = l — b = 67 —14 = 53 мм, М2 = 825Н-м, [σсм]= 120 МПа, то согласно формуле
=2M/[d{h— tl)lp]= 2*825* 103[l50 (9 — 5,5)53]= 118,6 МПа
6.Проверочный расчет ведомого вала.
Согласно сборочному чертежу составляем расчетную схему, строим эпюры Mz, Му, Мк и Мzм от нагрузки. Очевидно наиболее опасным является сечение под зубчатым колесом, где
Мк= 550 Н-м.
Определяем напряжения в опасной точке:
σmах= = 270*103/10975= 24,6 МПа,
где W = [0,ld-bt1(d-t1)2]/(2d)-[0,l-503—14*5.5(50-5,5)2]/(2*50)=10975мм3;
ттах = Mp=550*103/23475 = 23,4 МПа,
где
Wp=[0,2d (d-t2]/(2d) = [0,2.503-14*5,5(50—5,5)2]/(2*50)=23475мм3.
Материал вала сталь 45 улучшенная, σв = 900 МПа, σ_1=380 МПа, τ = 0,1, = 0,05.
Используя таблицы, определяем коэффициенты снижения предела выносливости с учетом наличияшпоночного паза:
КτD= (Кσ + Кd= (2,15+1,15—1)/0,81 = 2,84,
KτD = (Kτ+ KF-l)/Kd = (2,05+ 1,15—1)/0,81 =2,7,
и с учетом посадки
KσDKσ/Kd= 4,3; KτD= KτlKd=3,1.
При расчетах принимаем коэффициенты с учетом посадки как наиболее опасные. Принимаем, что нормальные напряжения изменяются посимметричному циклу, т. е. σа=σтах =-24,6 МПа, σт = 0; а касательные —по отнулевому, т. е. τа = τт-=0,5τтах =11,7 МПа.
Коэффициент запаса по нормальнымнапряжениям
= /(= 380/(4,3*24,6)=3,4;
коэффициент запаса по касательнымнапряжениям
пτ= /(KτD+ ) =230/(3,1*11,7 + 0,05*11,7) = 62.
Результирующий коэффициент запаса
n= = 3,4*6,2/=2,98 > [n].
В представленном расчете,из-за ограниченности объема технического задания на расчет, не приведены описан