Готовая курсовая работа

Реакции от усилий в зацеплении:

RAx(a + b) – Ft6b = 0; RAx = Ft6b / (a + b) = 5952 • 0,0715 / 0,2835 = 1501 H



RBx = Ft6 - RAx = 5952 – 1501 = 4451 H



Mx = RBxb = 4451 • 0,0715 = 318 H • м



RAy = Fr6b / (a + b) = 2166 • 0,0715 / 0,2835 = 546 H



RBy = Fr6 - RAy = 2166 – 546 = 1620 H



My = RByb = 1620 • 0,0715 = 116 H • м



Реакции от усилия муфты:



FM(a + b + c) – RAFм(a + b) = 0;



RAFм = FM(a + b + c) / (a + b) = 7624 • 0,3835 / 0,2835 = 10313 H



RBFм = RAFм - FM = 10313 – 7624 = 2689 H



RA = = = 1597 H



RB = = = 4736 H



Для расчета подшипников:



RA' = RA + RAFм = 1597 + 10313 = 11910 H

RB' = RB + RBFм = 4736 + 2689 = 7425 H



Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.



Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа,

σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, табл. 10.2 [2].



Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.



σа = σu = МAFм / 0,1d43 = 762,4 • 103 / 0,1 • 603 = 35,3 МПа

τа = τк /2 = М4 / 2 • 0,2d43 = 930 • 103 / 0,4 • 603 = 10,8 МПа

Кσ / Кdσ = 3,8 табл. 10.13 [2]; Кτ / Кdτ = 2,2 табл. 10.13 [2];

KFσ = KFτ = 1 табл. 10.8 [2]; KV = 1 табл. 10.9 [2].



KσД = (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ – 1) • 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) • 1 = 3,8

KτД = (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ – 1) • 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) • 1 = 2,2



σ-1Д = σ-1 / KσД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

τ-1Д = τ -1 / KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа



Sσ = σ-1Д / σа = 94,7 / 35,3 = 2,7; Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 10,8 = 8,4



S = Sσ Sτ / = 2,7 • 8,4 / = 2,6 > [S] = 2,5



Прочность вала обеспечена.



Выбор типа подшипника.



Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №212, С = 52 кН, С0 = 31 кН, d×D×B = 60×110×22



QA = RA' Kδ KT = 11910 • 1,3 • 1 = 15483 H



Ресурс подшипника:



Lh = a23(C / QA)m (106 / 60n4) = 0,8 • (52 / 15,483)3 • (106 / 60 • 27) = 1,9 • 104 ч



1,9 • 104 ч < [t] = 2,5 • 104 ч



Так как Lh < [t] возьмем роликовые подшипники №2312; С = 151 кН;

d×D×B = 60×130×31, тогда:



Lh = 0,7 • (151 / 15,183)3,3 • (106 / 60 • 27) = 8,2 • 104 ч > [t] = 2,5 • 104 ч



Подшипник подходит.





8. Расчет промежуточного (третьего) вала

и расчет подшипников для него.



Диаметр вала, исходя из расчета на кручение:



d3 = = = 36,7 мм

Принимаем: диаметр под подшипники – Ø40 мм, под коническое колесо - Ø45мм.



Ft5 = 5952 H, Fr5 = 2166 H, d = 71,5 мм, e = 133 мм, f = 78,5 мм.

Ft4 = 2342 H, Fr4 = 234 H, Fa4 = 820 H.





Реакции опор:



в плоскости xz:



RDX = (Ft5d + Fr4(d+e) + Fa4d4/2)/(d+e+f) =(5952•71,5 + 234•204,5 + 820•106,75)/283 = 1982 Н;



RCX = (Fr4f + Ft5(f+e) - Fa4d4/2)/(d+e+f) =(234•78,5 + 5952•211,55 - 820•106,75)/283 = 4204 Н;



Проверка: RDX + RCX - Ft5 – Fr4 = 1982 + 4204 - 5952 – 234 = 0.



в плоскости yz:



RDY = (Fr5d + Ft4(d+e))/(d+e+f) =(2166•71,5 + 2342•204,5)/283 = 2238 Н;

RCY = (Ft4f + Fr5(f+e))/(d+e+f) =(2342•78,5 + 2166•211,5)/283 = 2270 Н;



Проверка: RDY + RCY – Fr5 - Ft4 = 2238 + 2270 – 2166 - 2342 = 0.



Суммарные реакции:



RD = = = 2989 H;

RC = = = 4778 H;



Опасное сечение – место под колесо цилиндрической передачи.



Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа,

σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, табл. 10.2 [2].



Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:



Му = RDX(e+f) – Fr4e - Fa4d4/2 = 1982 • 0,2115 – 234 • 0,133 – 820 • 0,107= 300,7 Н•м;



Мх = RDY(e+f) – Ft4e = 2238 • 0,2115 – 2342 • 0,133 = 162 Н•м;



Мсеч = = = 341,6 Н•м.



Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.



σа = σu = Мсеч / 0,1d3 = 341,6 • 103 / 0,1 • 76,53 = 37,5 МПа

τа = τк /2 = М3 / 2 • 0,2d3 = 250 • 103 / 0,4 • 76,53 = 6,9 МПа



Кσ / Кdσ = 3,8 табл. 10.13 [2]; Кτ / Кdτ = 2,2 табл. 10.13 [2];

KFσ = KFτ = 1 табл. 10.8 [2]; KV = 1 табл. 10.9 [2].



KσД = (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ – 1) • 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) • 1 = 3,8

KτД = (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ – 1) • 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) • 1 = 2,2



σ-1Д = σ-1 / KσД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

τ-1Д = τ -1 / KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа



Sσ = σ-1Д / σа = 94,7 / 37,5 = 2,6; Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 6,9 = 13,2



S = Sσ Sτ / = 2,6 • 13,2 / = 2,63 > [S] = 2,5



Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.



Осевые нагрузки присутствуют, поэтому берем роликовые подшипники №7208, С = 58,3 кН, С0 = 40 кН, d×D×B = 40×80×18



Эквивалентная нагрузка:



Qэ = (XVRC + YFa4)KбKT,



в которой радиальная нагрузка RC = 4778 H; осевая нагрузка Fa4 = 820 H; V = 1 –

вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности Kб = 1,3; КТ = 1.



Отношение Fa4 / Со = 820 / 40000 = 0,021; этой величине соответствует е = 0,37.

Отношение Fa4 / RC = 820 / 4778 = 0,17 < е; Х = 0,4; Y = 1,6.



Qэ = (0,4•4778 + 1,6• 820) •1,3 = 4077 H.



Ресурс подшипника:



Lh = a23(C / Qэ)m (106 / 60n3) = 0,8 • (58,3 / 4,077)3 • (106 / 60 • 102,8) = 3,9 • 104 ч



3,9 • 104 ч > [t] = 2,5 • 104 ч



Подшипник подходит.





9. Расчет промежуточного (второго) вала

и расчет подшипников для него.



Диаметр вала, исходя из расчета на кручение:



d2 = = = 24,7 мм



Принимаем: диаметр под подшипники – Ø30 мм, под цилиндрическое колесо -

Ø35 мм.



Ft2 = 988 H, Fr2 = 360 H, k = 46,5 мм, l = 46,5 мм, m = 48,5 мм.

Ft3 = 2342 H, Fr3 = 820 H, Fa3 = 234 H.

Оглавление.

стр.



Задание 1



1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. 2



2. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых

напряжений. 4



3. Расчет третьей ступени редуктора. 5



4. Расчет второй ступени редуктора. 6



5. Расчет первой ступени редуктора. 8



6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора. 10



7. Расчет ведомого вала и расчет подшипников для него. 11



8. Расчет промежуточного (третьего) вала и расчет подшипников для него. 13



9. Расчет промежуточного (второго) вала и расчет подшипников для него. 16



10. Расчет тяговой звездочки. 19



11. Расчет приводного вала и расчет подшипников для него. 20



12. Смазка. 23



13. Проверка прочности шпоночных соединений. 24



14. Выбор муфт. 24



Список использованной литературы. 26



Приложение: спецификации редуктора, привода, муфты.



Задание 04 Вариант 3



Спроектировать привод, состоящий из трехступенчатого цилиндро-коническо-цилиндрического мотор-редуктора (1), компенсирующе-предохранительной муфты (2), приводного вала с тяговой звездочкой (3), приводящей в движение тяговую цепь М112-1-125-2 ГОСТ 588-81 цепного транспортера. Мотор-редуктор и приводной вал установлены на сварной раме.



Принять:

Типовой режим нагружения: 3.

Расчетный ресурс: 7 000 часов.

Изготовление в год: 1 шт.



Техническая характеристика привода:

Окружная сила на звездочке Ft, кН: 4,5.

Скорость тяговой цепи V, м/с: 0,4.

Число зубьев звездочки z: 7.

Ft=F1-F2; F2=0,25F1.



1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.



Выбор двигателя [1]



Общий КПД привода:



η = ηред • ηм • ηп



ηред – КПД редуктора.



ηред = ηцп2 • ηкп • ηп3



ηцп = 0,95…0,97; принимаем ηцп = 0,96 – КПД закрытой цилиндрической передачи;

ηкп = 0,95…0,97; принимаем ηкп = 0,96 – КПД закрытой конической передачи;

ηп = 0,99 – КПД пары подшипников качения.



ηред = 0,962 • 0,96 • 0,993 = 0,86



ηм = 0,98 – КПД муфты.



η = 0,86 • 0,98 • 0,99 = 0,83



Требуемая мощность двигателя:



Ртр = Рвых/ η = 1,8 / 0,83 = 2,2 кВт.



Рвых – мощность на тяговой звездочке.



Рвых = Ft • V = 4,5 • 103 • 0,4 = 1,8 кВт.



Кэ = 1 – коэффициент, учитывающий условия эксплуатации передачи.



Частота вращения тяговой звездочки [3].



V = , следовательно nвых = = = 27 об/мин.



nвых – частота вращения тяговой звездочки.

V = 0,4 м/с – скорость тяговой цепи.

Z = 7 – число зубьев тяговой звездочки.

t = 125 мм – шаг цепи.



По заданию: М112-1-125-2 ГОСТ 588-81 – тяговая пластинчатая цепь с разрушающей нагрузкой 112 кН, типа 1, с шагом 125 мм, исполнения 2.



Ft = F1 – F2 = 4,5 кН.

F2 = 0,25F1



Отсюда: F1 = 6 кН, F2 = 1,5 кН.



Выбираем электродвигатель с запасом мощности: АИР100S4

Pдв = 3 кВт; nдв = 1440 об/мин.



Передаточное число редуктора [4].



Uред = U1 • U2 • U3 = nдв / nвых = 1440/27 = 53,3



U1 – передаточное число первой ступени;

U2 – передаточное число второй ступени;

U3 – передаточное число третьей ступени.



Примем: U1 = 4; U2 = 3,5; U3 = 3,8.



Частота вращения валов:



n1 = nдв = 1440 об/мин;

n2 = n1 / U1 = 1440 / 4 = 360 об/мин;

n3 = n2 / U2 = 360 / 3,5 = 102,8 об/мин;

n4 = nвых = 27 об/мин.



Угловые скорости валов:



ω1 = πn1 / 30 = 3,14 • 1440 / 30 = 150,7 рад/с;

ω2 = πn2 / 30 = 3,14 • 360 / 30 = 37,7 рад/с;

ω3 = πn3 / 30 = 3,14 • 102,8 / 30 = 10,8 рад/с;

ω4 = ωвых = πn4 / 30 = 3,14 • 27 / 30 = 2,8 рад/с.



Мощности на валах:



Р1 = Рдв = 3 кВт;

Р2 = Р1 • ηцп • ηп = 3 • 0,96 • 0,99 = 2,85 кВт;

Р3 = Р2 • ηкп • ηп = 2,85 • 0,96 • 0,99 = 2,7 кВт;

Р4 = Р3 • ηцп • ηп = 2,7 • 0,96 • 0,99 = 2,6 кВт;

Рвых = Р4 • ηм • ηп = 2,6 • 0,98 • 0,99 = 2,5 кВт;





Вращающие моменты на валах:



М1 = Р1 / ω 1 = 3 / 150,7 = 0,02 кН•м = 20 Н•м;

М2 = Р2 / ω 2 = 2,85 / 37,7 = 0,076 кН•м = 76 Н•м;

М3 = Р3 / ω 3 = 2,7 / 10,8 = 0,25 кН•м = 250 Н•м;

М4 = Р4 / ω 4 = 2,6 / 2,8 = 0,93 кН•м = 930 Н•м;

Мвых = Рвых / ω 4 = 2,5 / 2,8 = 0,9 кН•м = 900 Н•м.





2. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений.



Материал колес – сталь 45; термообработка – улучшение: 235…262 НВ2;

248,5 НВСР2; σв = 780 МПа; σ-1 = 540 МПа; τ = 335 МПа.



Материал шестерен – сталь 45; термообработка – улучшение: 269…302 НВ1;

285,5 НВСР1; σв = 890 МПа; σ-1 = 650 МПа; τ = 380 МПа. табл. 3.2 [4].



Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса.



NK6 = 573 • ω 4 • Lh = 573 • 2,8 • 7000 = 17,2 • 106 циклов;

NK5 = NK6 • U3 = 17,2 • 106 • 3,8 = 65,4 • 106 циклов.



NHO = 16,5 • 106 табл. 3.3 [4] – число циклов перемены напряжений, соответствующих пределу выносливости.



При NK > NHO, коэффициент долговечности КНL = 1.



NFO = 4 • 106 - число циклов перемены напряжений при изгибе для всех видов сталей, стр. 56 [4].



При NK > NFO, коэффициент долговечности КFL = 1.





[σ]H5 = 1,8HBCP1 + 67 = 285,5 • 1,8 + 67 = 581 МПа

[σ]H6 = 1,8HBCP2 + 67 = 248,5 • 1,8 + 67 = 514 МПа

[σ]F5 = 1,03HBCP1 = 285,5 • 1,03 = 294 МПа

[σ]F6 = 1,03HBCP2 = 248,5 • 1,03 = 256 МПа





3. Расчет третьей ступени редуктора.



Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:



α3 = Кα(U3 + 1) = 495 • (3,8 + 1) = 201,5 мм.



Кα = 495 – для прямозубых передач, стр. 135 [3].

КНβ = 1 – при постоянной нагрузке.



Принимаем α3 = 200 мм.



m = (0,01-0,02) α3 = 2-4 мм, принимаем m = 3 мм.



z5 = 2α3 / m(U3 + 1) = 2 • 200 / 3 • (3,8 + 1) = 28



z6 = z5U3 = 28 • 3,8 = 106



d5 = m z5 = 3 • 28 = 84 мм

da5 = d5 + 2m = 84 + 2 • 3 = 90 мм

dt5 = d5 – 2,5m = 84 – 2,5 • 3 = 76,5 мм



d6 = m z6 = 3 • 106 = 318 мм

da6 = d6 + 2m = 318 + 2 • 3 = 324 мм

dt6 = d6 – 2,5m = 318 – 2,5 • 3 = 310,5 мм



b6 = ψва • α3 = 0,4 • 200 = 80 мм

b5 = b6 + 5 = 80 + 5 = 85 мм



Окружная скорость:



V3 = = = 0,45 м/с



Назначим 8 степень точности изготовления зубьев, стр. 32 [1].

Коэффициент формы зуба: уF5 = 3,9, уF6 = 3,6, стр. 42 [1].

[σF5] / уF5 = 294 / 3,9 = 75,4 МПа; [σF6] / уF6 = 256 / 3,6 = 71 МПа

71

1. С.А. Чернавский и др. – Курсовое проектирование деталей машин,

Москва, «Машиностроение», 1988 г.



2. П.Ф. Дунаев, С.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин,

Москва, «Высшая школа», 1998 г.



3. М.Н. Иванов – Детали машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.



4. А.Е. Шейнблит – Курсовое проектирование деталей машин,

Калининград, «Янтарный сказ», 2002 г.