Тольяттинский политехнический институт

Кафедра «Детали машин»

Курсовой проект

по дисциплине

Детали машин

Руководитель: Журавлева В.В.

Студент: Анонимов С.С.

Группа: Т - 403

Тольятти 2000 г.

Содержание

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

1.1 Расчет требуемой мощности двигателя

1.2 Расчет требуемой частоты вращения

1.3 Определение передаточных чисел

1.4 Расчет частот вращения

1.5 Расчет крутящих моментов

2. Расчет клиноременной передачи

3. Расчет двухступенчатого цилиндрического редуктора

3.1 Расчет третьей (тихоходной) ступени

3.2 Расчет второй (быстроходной) ступени

4. Предварительный расчет валов

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

6. Определение реакций в подшипниках

7. Проверочный расчет подшипников

8. Проверочный расчет шпонок

9. Уточненный расчет валов

10. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

1.1 Расчет требуемой мощности двигателя

;

,

- КПД ременной передачи;

- КПД зубчатой косозубой передачи с цилиндрическими колесами;

- КПД подшипников качения.

Тогда

.

1.2 Расчет требуемой частоты вращения

;

,

; ; - передаточные числа.

Тогда .

По таблице принимаем мощность двигателя Р = 5,5 кВт; частоту вращения 3000 об/мин. Синхронная частота вращения двигателя равна 2880 об/мин. Модель электродвигателя: 100L2.

1.3 Определение передаточных чисел

Фактическое передаточное число привода:

.

Передаточные числа редуктора:

;

;

;

Полученные значения округляем до стандартных: ; .

1.4 Расчет частот вращения

;

;

;

;

;

;

;

.

1.5 Расчет крутящих моментов

;

;

;

	I	II	III
	18	33	126
	33	126	430
	2880	1440	360
	1440	360	100
	300	150	38
	150	38	11
	2	4,0	3,55

Расчет клиноременной передачи

Выбираем сечение клинового ремня, предварительно определив угловую скорость и номинальный вращающий момент ведущего вала:

При таком значении вращающего момента принимаем сечение ремня типа А, минимальный диаметр . Принимаем.

Определяем передаточное отношение i без учета скольжения

.

Находим диаметр D₂ ведомого шкива, приняв относительное скольжение е = 0,02:

.

Ближайшее стандартное значение D₂ = 200 мм. Уточняем передаточное отношение i с учетом е:

.

Пересчитываем:

.

Расхождение с заданным составляет 1,9%, что не превышает допустимого значения 3%.

Определяем межосевое расстояние а: его выбираем в интервале

принимаем близкое к среднему значение а = 400 мм.

Расчетная длина ремня:

.

Ближайшее стандартное значение L = 1250 мм, L_o=1700 мм.

Вычисляем

и определяем новое значение а с учетом стандартной длины L:

Угол обхвата меньшего шкива

Скорость



По таблице определяем величину окружного усилия р_о, передаваемого клиновым ремнем: р_о, = 138 Н на один ремень.

.

Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня:

.

Коэффициент режима работы при заданных условиях С_р=1,1, тогда допускаемое окружное усилие на один ремень:

.

Определяем окружное усилие:

.

Расчетное число ремней:

.

Определяем усилия в ременной передаче, приняв напряжение от предварительного натяжения

Предварительное натяжение каждой ветви ремня:

;

рабочее натяжение ведущей ветви

;

рабочее натяжение ведомой ветви

;

усилие на валы

.

Шкивы изготавливать из чугуна СЧ 15-32, шероховатость рабочих поверхностей .

Расчет двухступенчатого цилиндрического редуктора

Для обеих ступеней принимаем:

Колесо: материал - сталь 40Х, термообработка - улучшение; .

Шестерня: материал - сталь 40Х, термообработка - улучшение; .

Передача реверсивная.

Для расчета принимаем: , .

Коэффициент долговечности при длительной эксплуатации принимаем ; коэффициент запаса прочности ; .

Рассчитаем допускаемые контактные напряжения:

,

.

Рассчитаем допускаемые напряжения изгиба:

, .

Коэффициент на форму зуба К_а=430; коэффициент нагрузки К_Нв=1,1; коэффициент ширины венцов ш_ba=0,4; коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацепленииK_Hv=1,02; коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьямиK_Hб=1

3.1 Расчет третьей (тихоходной) ступени

Межосевое расстояние:

,

принимаем значение из стандартного ряда: а = 140 мм.

Нормальный модуль:

,

принимаем среднее значение, соответствующее стандартному: m=2 мм.

Принимаем предварительно угол наклона зубьев в = 15? и определяем числа зубьев шестерни и колеса:

Уточняем значение угла в:

.

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

;

,

проверка:

.

Диаметры вершин зубьев:

;

,

диаметры впадин:

;

.

Ширина колеса:

.

Ширина шестерни:

.

Окружная скорость колеса тихоходной ступени:

.

При данной скорости назначаем 9-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:

.

Проверяем контактные напряжения:

,

;

.

Проверяем изгибные напряжения:

,

.

.

Силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени:

окружная:



Определим тип используемых подшипников:

;

следовательно, будем использовать радиально-упорные шарикоподшипники.

3.2 Расчет второй (быстроходной) ступени

Межосевое расстояние равно 140 мм из условия соосности, значения всех коэффициентов, используемых в расчете третьей ступени справедливы при расчете данной ступени.

Принимаем угол наклона зубьев в = 12?50ґ19Ѕ, а модуль m = 1,5 мм и определяем числа зубьев шестерни и колеса:

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

;

,

проверка:

.

Диаметры вершин зубьев:

;

,

диаметры впадин:

;

.

Ширина колеса:

.

Ширина шестерни:

.

Окружная скорость колеса быстроходной ступени:

.

При данной скорости назначаем 9-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:

.

Проверяем контактные напряжения:

,

;

.

Проверяем изгибные напряжения:

,

.

.

Силы, действующие в зацеплении быстроходной ступени:

окружная:

Определим тип используемых подшипников:

;

следовательно, будем использовать радиально-упорные шарикоподшипники.

Предварительный расчет валов

Расчетная формула:

Вал 1

Диаметр вала:

.

Диаметр вала под колесо:

.

Диаметр вала под подшипник: .

Вал 2

Диаметр вала под колесо:

.

Диаметр вала под подшипник:

Вал 3

Диаметр вала:

.

Диаметр вала под колесо: .

Диаметр вала под подшипник: .

Конструктивные размеры корпуса редуктора

Параметр	Расчетная формула и значение, мм
Толщина стенки корпуса
Толщина стенки крышки
Толщина фланца корпуса
Толщина фланца крышки
Толщина основания корпуса без бобышки
Толщина ребер основания корпуса
Толщина ребер крышки
Диаметр фундаментных болтов
Диаметр болтов у подшипников
Диаметр болтов, соединяющих основание и крышку

Определение реакций в подшипниках

проверка:

.



проверка:



проверка:

.

Проверочный расчет подшипников

Подшипник № 36207, d = 35 мм.

.

;

тогда Х = 1; У = 0;

.

Долговечность:

.

Подшипник № 36209, d = 45 мм. .

;

тогда Х = 1; У = 0;

.

Долговечность:

.

Подшипник № 36211, d = 55 мм.

.

;

тогда Х = 1; У = 0;

.

Долговечность:

.

Все подшипники удовлетворяют условию долговечности.

Проверочный расчет шпонок

Материал шпонок - сталь 45. Проверим шпонки под зубчатыми колесами и шкивом на срез и смятие. .

Условия прочности:

Шпонка под шкивом:

Шпонка под колесом быстроходной ступени:

Шпонка под колесом тихоходной ступени:

Все шпонки удовлетворяют условию прочности на срез и смятие.

Уточненный расчет валов

Материал валов - сталь 40Х улучшенная, . Определим коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях.

Вал 1, Сечение 1

Результирующий изгибающий момент:

Моменты сопротивления сечения нетто:

Амплитуда номинальных напряжений изгиба:

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

.

По таблицам определим ряд коэффициентов: .

Определим коэффициенты запаса прочности:



Общий коэффициент запаса прочности:

.

Вал 1, Сечение 2

Результирующий изгибающий момент:

Моменты сопротивления сечения нетто:

Амплитуда номинальных напряжений изгиба:

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

.

По таблицам определим ряд коэффициентов: .

Определим коэффициенты запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности:

.

Вал 2, Сечение 1

Результирующий изгибающий момент:

Моменты сопротивления сечения нетто:

Амплитуда номинальных напряжений изгиба:

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

.

По таблицам определим ряд коэффициентов: .

Определим коэффициенты запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности:

.

Вал 2, Сечение 2

Результирующий изгибающий момент:

Моменты сопротивления сечения нетто:

Амплитуда номинальных напряжений изгиба:

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

.

По таблицам определим ряд коэффициентов: .

Определим коэффициенты запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности:

.

Вал 3, Сечение 1

Результирующий изгибающий момент:

Моменты сопротивления сечения нетто:



Амплитуда номинальных напряжений изгиба:

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

.

По таблицам определим ряд коэффициентов: .

Определим коэффициенты запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности:

.

Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Зацепления смазывают окунанием зубчатых колес в масло. Уровень масла должен обеспечивать погружение колес на высоту зуба. Объем масляной ванны равен 2,75 литра. Подшипники смазываются тем же маслом за счет разбрызгивания. Используемое масло марки И-100А.