Ім'я файлу: записка.doc
Розширення: doc
Розмір: 1087кб.
Дата: 27.05.2022
скачати
Пов'язані файли:
сітян анюта.docx
attach_16511478123068.docx
рыболовный трауллер.docx
File 4.docx
110 механизм.doc
110 зуб..doc
детали машин.docx
310 зубчатый механизм.docx
gerasimov_vi_ribalko_vp_svinarstvo_i_tekhnologiia_virobnitst.pdf
записка+.docx


Содержание

Техническое задание 2

Введение 3

3 Энергетический расчет, выбор двигателя 4

4 Расчет передач 6

4.1. Расчет косозубой передачи 6

4.2. Расчет прямозубой цилиндрической передачи 9

5. Расчет валов редуктора. 14

5.1. Расчет быстроходного вала. 14

5.2. Расчет промежуточного вала. 18

5.3. Расчет тихоходного вала. 23

6 Расчет муфты 27

7 Расчет подшипников 28

8 Расчёт шпоночных соединений. 29

9 Конструирование зубчатых колёс 31

10 Обоснование выбора конструкции крышек подшипников 32

11 Определение размеров элементов корпуса редуктора 33

12. Смазка редуктора 34

Список использованной литературы. 36



Техническое задание



Задание № 7. Привод к реечному домкрату. Вариант 1.
С хема привода График нагрузки



Название механизма: привод к реечному домкрату домкрату.

Дополнительные требования:

  1. Спроектировать передачи из условий, что отношение межосевого расстояния быстроходной передачи к межосевому растоянию тихоходной передачи находилось в пределах 0,6…0,8.

  2. Спроектировать для входного вала редуктора муфту комбинированную – компенсирующую и упругую.

Заданные параметры редуктора:

Вес поднимаемого груза G: 10 кН

Скорость подъема груза V: 0,08 м/с

Частота вращения выходного вала n: 15 об/мин.

Коэффициент полезного действия: η=0,92

Коэффициент использования суточный Кс: 0,4

Коэффициент использования годовой Кг: 0,5

Введение



Цель курсового проекта спроектировать привод к реечному домкрату, включающего: электродвигатель; двухступенчатый цилиндрический редуктор с разнесённой быстроходной ступенью (редуктор - механизм, состоящий из зубчатых цилиндрических передач, служащий для передачи движения от двигателя к рабочему органу с уменьшением частоты вращения и увеличением вращающего момента и цепную передачу).

Поставленная цель решается посредством следующих задач:

- выбор электродвигателя и кинематический расчет привода;

- расчет зубчатой передачи;

- предварительный расчет валов;

- уточненный расчет валов;

- проверка долговечности подшипников;

- выбор смазки редуктора;

- проверка прочности шпоночного соединения;

- подбор муфт.

Узлы привода смонтированы на сварной раме.

Для смазывания трущихся поверхностей деталей редуктора применяют индустриальное масло И-Г-А-32, зубчатые колеса смазывают погружением в ванну с жидким смазочным материалом в нижней части корпуса редуктора – картерным способом. Остальные узлы и детали, в том числе подшипники качения, смазываются за счет разбрызгивания масла погруженными колесами и циркуляции внутри корпуса образовавшегося масляного тумана.

Для предотвращения вытекания смазочного материала из корпуса редуктора или выноса его в виде масляного тумана и брызг, а также для защиты их от попадания извне пыли и влаги применяют уплотнительные устройства.

3 Энергетический расчет, выбор двигателя




Индекс «1» в обозначении величин используется для быстроходного ступени(ведущего) вала, индекс «2» - для промежуточного, а индекс «3» - для тихоходного (ведомого) вала.
,

где  - КПД домкрата.

Umin=4

Uo min=42=16

UMAX=6,3

UOMAX=6,32=39
Ncmax=n3 UOMAX=25 39=975

Ncmin=n3 Uo min=25 16=400

о=м2зп2п=1 0,972 0,992=0,92

1=мзпп=1 0,97 0,99=0,96

2=мзпп=1 0,97 0,99=0,96
Выбираем тип двигателя. В данном случае подходит электродвигатель 4А112МА8У3, n=700 об/мин, Р=2,1 кВт.

Выбрав двигатель, уточняем передаточное отношение.

.

Разбиваем это передаточное отношение на составляющие.

U2=0,95√Uо=0,95√28=5

= =5,6 .

Окончательное передаточное отношение U=5 5,5=27,5.

Находим расчетную частоту вращения на выходном валу





Отклонение от заданного входит в интервал -5%,+5%

Силовой расчет привода.

Определяем крутящий момент на каждом валу



Все полученные данные заносим в таблицу.

n
Т
Р
U


700
27
1,9
5,5
0,96

127
141
1,85
5
0,96

25
680
1,78
27,5
0,92


4 Расчет передач


Исходные данные:

- мощность на валу шестерни P1=1,9, квт;

- частота вращения шестерни n1=700, об/мин;

- частота вращения колеса n2=127, об/мин;

- реверсивность передачи;

- срок службы передачи tг=5, лет ;

- коэффициент годового использования Kг=0,5;

- коэффициент суточного использования Kс=0,5;

- гистограмма нагружения:

4.1. Расчет косозубой передачи


1. Выбираем материал и термическую обработку для шестерни и колеса.

Для изготовления шестерни назначаем сталь 40Х и закалку до твердости 45 HRC с поверхностной закалкой. Колесо выполняем из стали 40 и закаливаем до твердости 250НВ с последующим улучшением.

2. Определяем допускаемые усталостные контактные напряжения зубчатых колес.

Индексом 1 обозначаются значения для шестерни, индексом 2 – для зубчатого колеса.






3.Выбор расчетных коэффициентов.

Кн =1,4 ; а =0,5.
4. Проектный расчет передачи.

4.1. Определение межосевого расстояния.



Выбираем ближайшее стандартное значение межосевого расстояния а =125(мм).

4.2. Выбор нормального модуля.



4.3. Определение числа зубьев.



уточнение угла наклона



4.4. Вычисление делительных диаметров.



4.5. Диаметры выступов.



4.6. Диаметры впадин.



4.7. Расчетная ширина колеса.



4.8. Торцевая степень перекрытия.

4.9. Окружная скорость.



5. Проверочные расчеты

5.1. Для проверочных расчетов определяем коэффициенты нагрузки.



5.2. Проверка по контактным напряжениям.



Определяем величину перегрузки



Перегрузка в пределах нормы.

5.3. Проверка по усталостным напряжениям изгиба.








Рабочие напряжения изгиба



Действительный запас усталостной изгибной прочности



4.2. Расчет прямозубой цилиндрической передачи


1.Выбираем материал и термическую обработку для шестерни и колеса.

Для изготовления шестерни назначаем сталь 40Х и поверхностную закалку до твердости 45НRC. Колесо выполняем из стали 50 и закаливаем до твердости >350НВ с последующим улучшением.

2.Определяем допускаемые усталостные контактные напряжения зубчатых колес.

Индексом 1 обозначаются значения для шестерни, индексом 2 – для зубчатого колеса.

3.Выбор расчетных коэффициентов.

Кн =1,4 ; а =0,4.
4. Проектный расчет передачи.

4.1. Определение межосевого расстояния.



Выбираем ближайшее стандартное значение межосевого расстояния а =180(мм).

4.2. Выбор нормального модуля.



4.3. Определение числа зубьев.



4.4. Вычисление делительных диаметров.



4.5. Диаметры выступов.



4.6. Диаметры впадин.



4.7. Расчетная ширина колеса.



4.8. Окружная скорость.



5. Проверочные расчеты

5.1. Для проверочных расчетов определяем коэффициенты нагрузки.



5.2. Проверка по контактным напряжениям.





Определяем величину перегрузки



Перегрузка в пределах нормы.

5.3. Проверка по усталостным напряжениям изгиба.




Рабочие напряжения изгиба



Действительный запас усталостной изгибной прочности




5. Расчет валов редуктора.




5.1. Расчет быстроходного вала.



F = H

F





Определяем реакции в опорах.

ZOY:



ZOX:




Строим эпюры изгибающих моментов

ZOY:
ZOX:




Опасным является сечение на расстоянии 37мм от т.А.



Сечение под подшипник.



Сечение со шпоночным пазом.







Рис.4. Эпюры изгибающих и крутящих моментов на входном валу

5.2. Расчет промежуточного вала.



F = H
F



Определяем реакции в опорах.

ZOY:

ZOX:


Строим эпюры изгибающих моментов

ZOY:
ZOX:
Опасным является сечение на расстоянии 102мм от т.А.





Сечение под подшипник.



Сечение со шпоночным пазом.














Рис.5. Эпюры изгибающих и крутящих моментов на промежуточном валу.


5.3. Расчет тихоходного вала.


F = H
F


Определяем реакции в опорах.

ZOY:

ZOX:


Строим эпюры изгибающих моментов

ZOY:
ZOX:



Опасным является сечение на расстоянии 252мм от т.А.



Сечение под подшипник.



Сечение со шпоночным пазом.








X

Y

Fy3


Z

Fx3





Ry2

Ry4


Rx2

Rx4












1

2

3

4


130

47

47




154318,99



Mx, Hxмм




56167,519


My, Hxмм







164222,84





M = (Mx2 + My2)1/2, Hxмм



Mкр(max) = Ткр, Hxмм



6 Расчет муфты



Подбор муфты проводится по номинальному вращающему моменту и диаметру валов в соответствии со справочными данными или стандартом на муфту.



Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 125-28-1.1 по ГОСТ 21424-75, имеющую следующие параметры и размеры: максимальный момент, передаваемый муфтой Т=125Нм, D=125mm, D =90mm, d =50mm, d=28mm, L=125mm, l=60mm, B=S=5mm, l =18mm, l =36mm, z=4. размеры упругих элементов: d =14mm, d =28mm, l =33mm.

Проверка прочности (работоспособности) соединительных элементов полумуфт.

А) Упругих элементов по напряжениям смятия между пальцем и упругим элементом:



Условие прочности соблюдается, значит работоспособность резиновых втулок обеспечена.

Пальцы муфты рассчитываются по напряжениям изгиба, которые не должны превышать допустимых с целью предотвращения поломки пальцев при работе.





Условие прочности соблюдается.

7 Расчет подшипников



1.Для быстроходного вала.



Выбираем подшипник серии 42206 по ГОСТ 831-75
2.Для промежуточного вала.



Выбираем подшипник серии 208 по ГОСТ 831-75
3.Для тихоходного вала.



Выбираем подшипник серии 218 по ГОСТ 831-75

8 Расчёт шпоночных соединений.


Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

1) Конический конец входного вала.

передаваемый крутящий момент Т=11,5 Нм

Найдём диаметр в среднем сечении конического участка длиной l=36 мм

dср=d – 0,05l=20 – 0,05*36=18,2 мм

По справочнику выбираем: шпонка призматическая b=6мм, h=6мм, t1=3,5 мм, t2=2,8мм;

Длина шпонки l=25мм, рабочая длина lр= l – b =25 – 6=19мм.

Расчётные напряжения смятия:



Это меньше, чем допускаемые напряжения смятия [σ]см=110…190 Н/мм2 , следовательно, шпонка подобрана верно.

2) Конический конец выходного вала.

передаваемый крутящий момент Т=61,4 Нм

Найдём диаметр в среднем сечении конического участка длиной l=58 мм

dср=d – 0,05l=36 – 0,05*58=33,1 мм

По справочнику выбираем: шпонка призматическая b=10мм, h=8мм, t1=5 мм, t2=3,3мм;

Длина шпонки l=50 мм, рабочая длина lр= l – b =50 – 10=40 мм.

Расчётные напряжения смятия:



Это меньше, чем допускаемые напряжения смятия [σ]см=110…190 Н/мм2 , следовательно, шпонка подобрана верно.

3) Соединение колесо-вал на промежуточном валу.

передаваемый крутящий момент Т=61,4 Нм

d=30 мм

По справочнику выбираем: шпонка призматическая b=8 мм, h=7 мм, t1=4 мм, t2=3,3 мм;
Длина шпонки l=18 мм, рабочая длина lр= l – b =18 – 8=10 мм.

Расчётные напряжения смятия:



Это меньше, чем допускаемые напряжения смятия [σ]см=110…190 Н/мм2 , следовательно, шпонка подобрана верно.

4) Соединение колесо-вал на выходном валу

передаваемый крутящий момент Т=265,4 Нм

d= 47 мм.

По справочнику выбираем: шпонка призматическая b=14 мм, h=9 мм, t1=5,5 мм, t2=3,8мм;

Длина шпонки l=50 мм, рабочая длина lр= l – b =50 – 14=36мм.

Расчётные напряжения смятия:



Это меньше, чем допускаемые напряжения смятия [σ]см=110…190 Н/мм2 , следовательно, шпонка подобрана верно.

9 Конструирование зубчатых колёс



1) Быстроходная передача.

Длина ступицы: lст=(0,8…1,5)d= 0,8*30=24 мм

d – диаметр посадочного отверстия, d=30 мм

Диаметр ступицы: dст=1,5d=1,5*30=45 мм.

Ширина торцев зубчатого венца: S=2,2m+0,05b=2,2*1,25+0,05*16=4 мм

m – модуль, b – ширина колеса.

Толщина диска С=0,3b=0,3*16=5,6, принимаем С=6 мм.

Радиусы закруглений R принимают больше 6 мм, штамповочные уклоны γ больше 7°.

2) Тихоходная передача.

Длина ступицы: lст=(0,8…1,5)d= 0,8*47=37,6 мм, принимаем lст=62,5 мм

d – диаметр посадочного отверстия, d=47 мм

Диаметр ступицы: dст=1,5d=1,5*47=70,5 мм.

Ширина торцев зубчатого венца: S=2,2m+0,05b=2,2*1,25+0,05*62,5=6 мм

m – модуль, b – ширина колеса.

Толщина диска С=0,3b=0,3*47=18,75, принимаем С=19 мм.

Радиусы закруглений R принимают больше 6 мм, штамповочные уклоны γ больше 7°.

10 Обоснование выбора конструкции крышек подшипников


Выбираем закладные крышки. Форма крышек зависит от конструкции опоры вала. Чаще всего торец вала не выступает за пределы подшипника. Поэтому наружная поверхность крышки плоская. Если торец вала выступает за пределы подшипника, то крышку выполняют другой формы. Определяющим при конструировании крышки является диаметр отверстия в корпусе под подшипник.
Для крышек под подшипники серии 20,12205:

мм,

мм,

мм,

мм,

мм,

мм,
Для крышек под подшипники серии 208:

мм,

мм,

мм,

мм,

мм,

мм.


Рис.7. Закладная крышка подшипника.


11 Определение размеров элементов корпуса редуктора



Толщина стенки корпуса редуктора определяется в зависимости от

величины



Толщина стенки корпуса редуктора



Диаметры приливов под подшипники, если крышки закладные.

D’n = 1,25D + 10мм

D’n = 1,25·52 + 10 = 75 мм

D’n = 1,25·80 + 10 = 110 мм

Толщина фланца корпуса

b = 1,5 δ = 1,5·6 = 9 мм

Толщина фланца крышки

b1 = 1,5 δ1 = 1,5·6 = 9 мм

Диаметр фундаментных болтов

принимаем d1 = 16 мм

Диаметры болтов, стягивающих фланцы корпуса и крышки принимаем d3 = 10мм

6.10 Диаметр болтов, стягивающих корпус и крышку у бобышек принимаем d2 = 12 мм

Толщина ребер корпуса



Диаметр болтов, крепящих смотровую крышку

принимаем d4 = 6 мм

Фиксирование крышки относительно корпуса.

принимаем dшт = 10мм

12. Смазка редуктора



Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

Для проектирование редуктора применим картерную системы смазки, наиболее распространенную в машиностроении. В корпус редуктора или коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей. Картерную систему смазки применяют при окружной скорости зубчатых колес до 12,5 м/с. В нашем случае окружные скорости быстроходной и тихоходной ступеней находятся в этих пределах, поэтому применение такой системы смазки вполне оправдано.

Выбор смазочного материала определяется в зависимости от контактного напряжения и окружный скорости колес. Для зубчатых колес контактные напряжения которых не превышает 600 МПа, а окружные скорости менее 2 м/с рекомендуемая кинематическая вязкость равна 34 мм2/с. Редуктор предназначен для работы при температуре ≤ 40 оС. Всем перечисленным условиям соответствует масло индустриальное И-Г-А-32 (И – индустриальное масло, Г – группа по назначению: для гидравлических систем, А – группа по эксплуатационным свойствам: масло без присадок, 32 – класс кинематической вязкости).

В двухступенчатой передаче при окружной скорости < 1 м/с (как в нашем случае ) в масло необходимо погрузить колеса быстроходной и тихоходной ступеней. Максимальным уровень принимается равным трети радиуса колеса тихоходной ступени.

Подшипники смазываются тем же маслом, что и детали передач, стекающим со стенок корпуса и попадающего в виде масляного тумана.
12.1. Смазочные устройства.
При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа. С течением времени оно стареет. Свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавливают маслоуказатели жезловые (щупы). Исполнение наклонного щупа вызывает некоторые технологические трудности при формовке корпуса и сверлении наклонного отверстия, поэтому вертикальное исполнение предпочтительнее.

При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса, что приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушин в его верхних точках.

Список использованной литературы.




  1. Мягков В.Д. Допуски и посадки : В 2-х т. – Т.2– 6-е изд., перераб. и доп. – Лениеград:Машиностроение, 1983 – 446с.

  2. Дунаев П.Ф. и Леликов О.П. «Детали машин. Курсовое проектирование» -М.: Машиностроение, 2004г.

  3. Дунаев П.Ф. и Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин» -М.: Высшая школа, 1985г.

  4. Решетов Д.Н. «Детали машин» М.; Машиностроение ,1989г.

скачати

© Усі права захищені
написати до нас