Введение

Цель курсового проектирования – систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемых редукторах используются различные передачи. Передачи классифицируются:

По принципу действия:

а) с использованием сил трения (фрикционные, ременные).

б) работающие в результате возникновения давления между зубьями и кулачками.

2.1. Выбор двигателя, кинематический расчет привода.

2.1.1. Требуемая мощность рабочей машины: Р рм = 4 кВт.

2.1.2. Определим общий коэффициент полезного действия (кпд) привода: η= η _зп * η_пк * η _кп, где

η _зп = 0,85 – кпд червячной передачи,

η _пк = 0,99 – кпд подшипников качения ( 2 пары),

η _кп = 0,95 – кпд клиноременной передачи.

η = 0,85. 0,99². 0,95 = 0,79143075.

2.1.3. Определим требуемую мощность двигателя:

Р_дв = Р_рм / η = 4 / 0,79143075 = 5,054 кВт.

2.1.4. Определим номинальную мощность двигателя:

Р _ном  Р_дв , Р_ном = 5,5 кВт.

2.1.5. Выбираем тип двигателя по табл. К9:

Двигатель асинхронный короткозамкнутый трехфазный общепромышленного применения, закрытый, обдуваемый типа 4АМ100L2У3, с частотой вращения 3000 об/мин,

n _ном. = 2880 об/ мин.

2.2. Определение передаточного числа привода и его ступеней

2.2.1.Частота вращения выходного вала редуктора:

n_рм = 55 об/мин.

2.2.2. Определим передаточное число привода:

U = n_ном1/n_рм = 2880/55 =52,36.

2.2.3. Определим передаточные числа ступеней привода:

U = U_зп. U_оп = 20. 2,618

2.2.4. Определим максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины n_рм:

Δn_рм= n_{рм *}δ /100 = 55*5/ 100 = 2,75 об/мин.

2.2.5. Определим допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины:

[n_рм] = n_рм + ∆ n_рм = 55+2,75 = 57,75 об/мин.

2.2.6. Определим фактическое передаточное число привода:

U_ф= n_ном/[n_рм] = 2880/57,75 = 49,87.

2.2.7. Уточняем передаточные числа:

U_зп=10

U_оп=4,987

2.3. Определение силовых и кинематических параметров привода:

2.3.1. Мощность: Р_дв=5,5 (КВт)

Быстроходный вал: Р₁=Р­_дв*η_оп*η_пк=5,5*0,95*0,99=5,17275

Тихоходный вал: Р₂=Р₁*η_зп*η_пк=5,17275*0,85*0,99=4,3528

Введение

Цель курсового проектирования – систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемых редукторах используются различные передачи. Передачи классифицируются:

По принципу действия:

а) с использованием сил трения (фрикционные, ременные).

б) работающие в результате возникновения давления между зубьями и кулачками.

2.1. Выбор двигателя, кинематический расчет привода.

2.1.1. Требуемая мощность рабочей машины: Р рм = 4 кВт.

2.1.2. Определим общий коэффициент полезного действия (кпд) привода: η= η _зп * η_пк * η _кп, где

η _зп = 0,85 – кпд червячной передачи,

η _пк = 0,99 – кпд подшипников качения ( 2 пары),

η _кп = 0,95 – кпд клиноременной передачи.

η = 0,85. 0,99². 0,95 = 0,79143075.

2.1.3. Определим требуемую мощность двигателя:

Р_дв = Р_рм / η = 4 / 0,79143075 = 5,054 кВт.

2.1.4. Определим номинальную мощность двигателя:

Р _ном  Р_дв , Р_ном = 5,5 кВт.

2.1.5. Выбираем тип двигателя по табл. К9:

Двигатель асинхронный короткозамкнутый трехфазный общепромышленного применения, закрытый, обдуваемый типа 4АМ100L2У3, с частотой вращения 3000 об/мин,

n _ном. = 2880 об/ мин.

2.2. Определение передаточного числа привода и его ступеней

2.2.1.Частота вращения выходного вала редуктора:

n_рм = 55 об/мин.

2.2.2. Определим передаточное число привода:

U = n_ном1/n_рм = 2880/55 =52,36.

2.2.3. Определим передаточные числа ступеней привода:

U = U_зп. U_оп = 20. 2,618

2.2.4. Определим максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины n_рм:

Δn_рм= n_{рм *}δ /100 = 55*5/ 100 = 2,75 об/мин.

2.2.5. Определим допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины:

[n_рм] = n_рм + ∆ n_рм = 55+2,75 = 57,75 об/мин.

2.2.6. Определим фактическое передаточное число привода:

U_ф= n_ном/[n_рм] = 2880/57,75 = 49,87.

2.2.7. Уточняем передаточные числа:

U_зп=10

U_оп=4,987

2.3. Определение силовых и кинематических параметров привода:

2.3.1. Мощность: Р_дв=5,5 КВт

Быстроходный вал: Р₁=Р­_дв*η_оп*η_пк=5,5*0,95*0,99=5,17275

Тихоходный вал: Р₂=Р₁*η_зп*η_пк=5,17275*0,85*0,99=4,3528

8.2 2-й вал

Дано: F_t2=8997 (H), F_r2=3275 (H),F_a2=2138(H)

l_T=94 (MM), l_M=149(MM),F_M=6707(H),d₂=160(MM)

1.ВЕРТИКАЛЬНАЯ ПЛОСКОСТЬ

А) ОПРЕДЕЛЯЕМ ОПОРНЫЕ РЕКЦИИ

ПРОВЕРКА:

Б) СТРОИМ ЭПЮРУ ИЗГИБАЮЩИХ МОМЕНТОВ

ОТНОСИТЕЛЬНО ОСИ Х :

2. ГОРИЗОНТАЛЬНАЯ ПЛОСКОСТЬ

а) ОПРЕДЕЛЯЕМ ОПОРНЫЕ РЕАКЦИИ

ПРОВЕРКА:

б) СТРОИМ ЭПЮРУ ИЗГИБАЮЩИХ МОМЕНТОВ ОТНОСИТЕЛЬНО ОСИ У:

в ХАРАКТЕРНЫХ СЕКЦИЯХ

3.ОПРЕДЕЛЯЕМ ЭПЮРУ КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ

4.ОПРЕДЕЛЯЕМ СУММАРНЫЕ РАДИАЛЬНЫЕ РЕАКЦИИ.

5.ОПРЕДЕЛЯЕМ СУММАРНЫЙ ИЗГИБАЮЩИЕ МОМЕНТЫ В НАИБОЛЕЕ НАГРУЖЕННЫХ СЕЧЕНИЯХ, Н*М

9. Проверочный расчет подшипников.

9.1. Быстроходный вал.

Подшипники установлены в распор. (см. рис. 9.1.б)

А) Определим осевые составляющие радиальных реакций:

Б) Определим осевые нагрузки подшипников:

В) Определим отношения:

Г) По отношениям выбираем формулы для определения R_Е:

Д) Определим динамическую грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки:

9.2. Тихоходный вал.

₂=6,0,47 (с^-1) ,F_A2=2138 (H), R₁=15131(H), R₃=13297 (H)

ПОДШИПНИКИ 7212

Подшипники установлены в распор.

А) Определим осевые составляющие радиальных реакций:

Б) Определим осевые нагрузки подшипников:

В) Определим отношения:

Г) По отношениям

Соответствующие формулы для определения R_Е:

Д) Определим динамическую грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки:

Подшипник пригоден.

10. Конструктивная компоновка привода.

10.1. Конструирование червячного колеса.

Так как диаметр колеса небольшой, то необходимо его изготовить цельнокованым.

10.2.Конструирование червяка.

Червяк выполняется заодно с валом.

А) конец вала.

10.3. Выбор соединений.

Шпонки: на конце I вала – 8 7 30

под колесом червячным – 2012 60

на конце II вала – 16 10  60

Расчет шпонки под колесом.

, ГДЕ []см=110…190 ()

F_t2 =8997 (H)

10.4. Крышки подшипниковых узлов:

Манжета армированная ГОСТ 8752-79

d = 35 D=58 h₁ = 10 d =60 D =85 h₁ =10

Крышки торцовые

Для защиты подшипников от продуктов износа червячных колес, а также излишнего полива маслом, подшипниковые узлы закроем с внутренней стороны корпуса маслозащитными шайбами.

Толщина шайб 1,2…2 мм., зазор между корпусом и наружным диаметром шайбы 0,2.ю..0,6 мм.

10.5. Конструирование корпуса редуктора.

10.5.1 Форма корпуса.

Корпус разъемный по оси колеса.

А) толщина стенок корпуса и ребер жесткости:

=5.8

Принимаем 6 (MM)

Б) диаметр болтов фланцев:

d₁= M14- фундаментный

d₂=M12-крепления корпуса и крышки по бабкам

d₃=M10 -//-//-//-//-//-//-//-// по фланцам

d₄=M10- крепление торцевых крышек

d₅=M6- крепление крышки смотрового мока

В) ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЛИЧЕСТВА МАСЛА

Г) ОПРЕДЕЛЕНИЕ УРОВНЯ МАСЛА

Д) КОНТРОЛЬ УРОВНЯ масла

Жезловый маслоуказатель ( рис. 10.63)

Е) слив масла

Пробка сливная (рис. 10.30)

Ж) отдушина (рис. 10.67)

Проверочные расчеты.

А) фундаментный фланец основания корпуса

Б) фланец подшипниковой бобышки крышки и основания корпуса.

Количество болтов на одну сторону корпуса – 2шт.

H₂ – графически

В) соединительный фланец крышки и основания корпуса

Г) винты для крепления крышек торцовых:

Д) фланец для крышки смотрового окна:

Смазывание.

А) смазывание зубчатого зацепления – окунание, картерный непроточный способ.

Б) Сорт масла И-Т-Д-460 ГОСТ 17479.4-87 (табл. 10.29)

Список использованной литературы.

1. Н.Г. Куклин Детали Машин М.: Высшая школа ,- 1984

2. А.Е. Шейнблинт Курсовое проектирование Детали Машин М.: Высшая школа,-1991г.

Оглавление

№	Пункт	Лист
1	Введение	2
2	Пояснительная записка	3-4
2.1	Кинематический расчет привода	4-8
3	Выбор материала червяка	9
4	Расчет червячной передачи	9
5	Расчет ременной передачи (не производился)
6	Нагрузки валов редуктора	10
6.1	Определение сил в зацеплении закрытой передачи	11
6.2	Определение консольных сил	11
6.3	Силовая схема нагружения валов редуктора	11
7	Проектный расчет валов	12-13а
7.1	Выбор допускаемого напряжений на кручение
7.2	Выбор допускаемых напряжений на кручение
7.3	Определение геометрических параметров ступеней валов
7.4	Пре6дварительный выбор подшипников качения
7.5	Эскизная компоновка редуктора
8	Расчетная схема валов редуктора	14-15
8.1	Определение реакций в опорах подшипника
8.2	Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
9	Проверочный расчет подшипников качения	16-17
10	Конструктивная компоновка привода	18-20
11	Проверочные расчеты	21-24
12	Технический уровень редуктора	24
13	Список использованной литературы	25
14	Приложения	10;14а;15
15	Графическая часть

6. Нагрузки валов редуктора.

6.1. Определение сил в червячном зацеплении:

Окружная: F_t

F_t

Радиальная: F_r

Осевая: F_a1=F_t=8997 (H) F_A=F_t=2138 (H)

6.2. Определение консольных сил на выходные концы валов:

F_M

С= 1542 F_M1=C=r=1542*3=4626

F_{K МУФТ (НА ТИХ. ВАЛУ)}=2488

F_{K (НА БЫСТРОХОДНОМ ВАЛ)}=5440

6.3. Силовая схема нагружения валов редуктора.

(СМ. приложение № 1)

Направление витков червяка – правое.

Направление вращения двигателя – правое.

7. Проектный расчет валов. Эскизная компановка редуктора.

7.1. Выбор материала валов:

Червяк – Сталь 40Х.

Вал – Сталь 45.

7.2. Допускаемое напряжение на кручение.

²

7.3. Определение геометрических параметров ступеней валов:

I вал:

d₁=

d₁=30 ( MM)

l₁=(1.2…1.5) *d₁=( 1.2…1.5)*30=36…45

l₁=40 (MM)

d₂=d₁+2t=30+2*2.2=3.4

d₂=35 (MM)

l₂= 1.5d₂=1.5*35=45.5

l₂=45(MM)

d₃=d₂+3.2r=35+3.2*2.5

d₃=45(MM)

l₃=ГРАФИЧЕСКИ

d₄=d₂=35 (MM)

l₄=18.5=T l₄≈20(MM)

II вал.

d₁=

d₁≈55 (MM)

l₁=(1.0…1.5) d₁=(1.0…1.5)55=55…80

l₁≈70(MM)

d₂=d₁+2t=55+2*3=61

d₂≈60(MM)

l₂=1.25d₂=1.25*60=75

l₂≈80

d₃=d₂+3.2r=60+3.2*3.5=71.2

d₃≈70(MM)

l₃ Определяется Графически

d₄=d₂

l₄=T=24≈25(MM)

d₅=d₃+3*f=70*3.25=77.5

d₅≈80(MM)

l₅-ОПРЕДЕЛЯЕТСЯ ГРАФИЧЕСКИ

7.4. Предварительный выбор подшипников качения:

(по ТАБ 7.2) К29 [ 2 ]выбираем

1. Конические роликовые подшипники типа 7000, так как

2. а_w 160 мм., средней серии; схема установки – в распор.

3. I вал – подшипники № 7207

II вал – подшипники № 7212

4. основные параметры подшипников

7.5. Эскизная компоновка редуктора (См. приложение№2)

X=8…10 Y > 4X= 32…40 R= d_am

S =(0.1…0.2) D =(0.1…0.2)72 =7.2…14.4 (MM) h =

h₁ = h₂= a=( T+) a₁=0.5(24.5+) =18.42 (MM)

a₂=0.5(24+)=21.92 (MM)

8. Расчетная схема валов редуктора.

8.1. I вал – определение реакций в подшипниках.

ДАНО :

Ft	d1=40 (MM)
Fr	! OM=58 (MM)
Fa=8997(H)	!б=175 (MM)
	Fop=862(H)

1. Вертик. Плоск.

а. Определяем опорные р-ции

F_r1*

ПРОВЕРКА : Y=0 R_AY-F_r1+R_BY=0609.3-3275+2665.7=0

Строим эпюру изгибающих моментов

Относительно оси Х :

В характерных сечениях, Н*М: М_Х=0

М_{Х =} R_AY*

M_X 0 M_X =

2.Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции , Н:

R_BX=

R_AX=2216.7 (H)

Проверка: Х=0 F_OП-R_AX+F_t1-R_BX=0

862-2216.7+2138-783.3=0

Б) Строим эпюру изгиб. моментов относительно

Оси У в характерных сечениях

М_у1=0 М_У2=F_ОП*l_оп=862*0.058=50 Н*М

М_У4=0 М_у3= -R_BX*=-783,3*0,0875=-68,5 ( H*M)

3.Строим эпюру крут. Моментов :

М _к=Мz=

4.Определяем суммарные радиальные реакции, Н

R

R₂

A

R_B=

5.Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н*М

М₂=My₂=50 H*M M₃=

Проверочный расчет:

4.10. Определим кпд червячной передачи:

_{где =11,3,угол трения, определяется в зависимости}

_{от фактической скорости скольжения.}

4.11. Проверяем контактные напряжения зубьев колеса _н:

где F_t= 2 T₂10³/d₂

К – коэффициент нагрузки. Принимаем в зависимости от окружной скорости колеса:

т. к V₂ м /с, то К=1

4.12. Проверяем напряжения изгиба зубьев колеса:

где Y_F2 – коэффициент формы зуба колеса, определяется по табл. 4.10(стр.74 ) в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса.

ZV₂=Z₂/COS³

Y

4.13. Составляем табличный ответ.(ТАБ.4.11)

6. Нагрузки валов редуктора.

6.1. Определение сил в червячном зацеплении:

Окружная: F_t

F_t

Радиальная: F_r

Осевая: F_a1=F_t=8997 (H) F_A=F_t=2138 (H)

6.2. Определение консольных сил на выходные концы валов:

F_M

Муфта на быстроходном валу.


29-04-2015, 04:02