Размещено на http://www.allbest.ru/

22

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

ТЮМЕНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ НЕФТЕГАЗОВЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

Институт транспорта

КАФЕДРА «ЭКСПЛУАТАЦИЯ И ОБСЛУЖИВАНИЕ ТРАНСПОРТНО-ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН»

КУРСОВАЯ РАБОТА

По дисциплине: «Детали машин»

2012

Содержание:

Введение (характеристика, назначение).

Глава 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Глава 2. Расчет ременной передачи.

Глава 3. Расчет редуктора.

Глава 4. Расчет валов.

Глава 5. Расчет элементов корпуса редуктора.

Глава 6. Расчет шпоночных соединений.

Глава 7. Расчет подшипников.

Глава 8. Выбор смазки.

Список использованной литературы

Введение

Спроектировать привод к конвейеру по схеме. Мощность на ведомом валу редуктора P₃ = 3,8 кВт и W₃ = 2,7рад/с вращения этого вала.

Глава 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Определяем общий ? привода:

? _общ = ?_р · ?_п · ?₃ = 0,96 х 0,99² х 0,97 = 0,913

Требуемая мощность двигателя:

Выбираем электродвигатель:

Р_дв = 4 квт;4А 132893720об/мин

Определяем общее передаточное тело:

?_в = 75 об/мин.

Определяем передаточные числа в отдельности:

И_о = И_з х И_р = 9,6, где И_з = 4; И_р = 2,4;9,6/4 = 2,4

Определяем обороты каждого вала:

?₁ = ?_эл.дв = 720

;;;

W₁ = 75,3; W₂= 18,8; W₃ = 7,85;

Определяем мощность на каждом валу:

Р₁ = Р_эл.дв = 3,8 квт.

Р₂ = Р₁ · ?_1б · ?_п = 3,8 · 0,97 · 0,99 = 3,64 квт;

Р₃ = Р₂ · ?_1т · ?_п =3,64· 0,96 · 0,99 = 3,45 квт;

Крутящий момент на валах:

;;

	Р	Т	?	W
1 вал	3,8	50	720	75,3
2 вал	3,64	190	180	18,8
3 вал	3,45	400	75	7,85

Глава 2. Расчет ременной передачи

Определяем диаметр меньшего шкива D₁ по формуле Саверина:

D₁ = (115..135)

P₁ -мощность двигателя

n₁ -обороты двигателя

D₁ = 125*= 221,39 мм по ГОСТу принимаем

Определяем скорость и сравниваем с допускаемой:

V= *D₁*n₁/60 = 3,14*0,225*720/60 = 8,478 м/с

При этой скорости выбираем плоский приводной ремень из хлопчатобумажной ткани при V_окpl 20 м/c

Определяем диаметр большего шкива D₂ и согласуем с ГОСТ:

D₂= u_pем *D₁*(l - ) = 2,094*225*(1-0,015) = 464,08 мм

- коэф. упругого скольжения

по ГОСТу принимаем D₂ = 450 мм

Выбираем межосевое расстояние a_рем для плоских ремней:

(D₁ + D₂) a_peм 2,5(D₁ + D₂)

675 a_peм 1687,5

Находим угол обхвата ремня :

180⁰ - ((D₂ - D₁)/ a_peм)*60⁰

180⁰ - ((450 - 225)/1000)*60⁰ = 180⁰ - 13,2⁰ = 166,5⁰

= 166,5⁰ т.к. 150⁰ значит межосевое расстояние оставляем тем же.

Определяем длину ремня L:

L = 2* a_peм + (/2) * (D₁ + D₂) + (D₂ - D₁) ²/ 4* a_peм =

=2*1000 + (3,14/2)*(450 + 225) + (450 - 225)²/4*1000 = 3072,4 мм

Определяем частоту пробега ремня v:

v = V/L = 8,478/3,0724 = 2,579 с^-1

v 4...5c^-1

Вычисляем допускаемое полезное напряжение [G_F]:

[G_F] = G_F0*C*C_v*C_p*C = 1,62*0,965*0,752*1*0,9 = 1,058 Мпа

G_Fo - по табл П11 G_Fo = 2,06 - 14,7*/D_min/ D_min = 0,03

С - коэф. угла обхвата П12: С = 0,965

С_v - коэф. скорости C_v = 1,04-0,0004*V² = 0,752

С_р - коэф. режима нагрузки П13: С_р = 1

С - коэф зависящий от типа передачи и ее расположения С = 0,9

G_fo= 2,06-14,7*0,03 = 1,62 Мпа

Вычисляем площадь поперечного сечения ремня S:

S = b* = F_t / [G_F] = 388,09/ (1,058*10⁶) = 0,0003668 м ² = 366,8 мм ²

F_t= 2T₁/D₁ F_t -окружная сила T₁ -момент вала дв.

F_t = 2*43,66/0,25 = 388,09 Н

Найдем по таблицам П7 ширину b = 60мм и длину = 6,5 мм

По ГОСТу S = 60* 6,5 = 390 мм²

Вычисляем силу давления на вал F для хлопчатобумажных ремней:

F 3F_t

F = 3*388,09 = 1164,27 Н

Глава 3. Расчет редуктора

Используя П 21 и П 28 назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 45 с термической обработкой:

Колесо (нормализация) Шестерня (улучшение)

НВ180...220НВ240..280

G = 420Mпa С = 600 Мпа

N_Ho = 10⁷N_Ho = 1,5*10⁷

G =110Mпa G= 130Mпa

Для реверсивной подачи

N_Ho = 4*10⁶N_Fo = 4*10⁶

Назначая ресурс передачи t_ч 10⁴ часов находим число циклов перемены напряжений

n_he = n_fe = 60t_ч*n₃ 60*10⁴*68,78 = 4,12*10⁷

т.к. n_he > N_HO и N_FE > N_FO, то значения коэффициента долговечности принимаем: K_HL = 1 и K_FL ⁼ 1

Допускаемые напряжения для колеса:

G = G *K_HL = 420 МПаG = G *К_FL = 110 МПа

Допускаемые напряжения для шестерни:

G = G *K_HL = 600 Па G=С*К_FL=130 МПа

Определения параметров передачи:

К_a = 4300коэффициент для стальных зубчатых колес

= 0,2...0,8 коэффициент ширины колеса = 0,4

= 0,5*(u₃+l) = 0,5*0,4*(5+1) = 1,2

по П25 К 1,05 и так найдем межосевое расстояние a_w:

a_w К_а*(u₃+1) = 25800*64,92^-7 = 0,1679 м

по ГОСТу a_w = 180 мм

Определяем размер окружного модуля m_t:

m_t = m_n/cos = 2,5/cosl6⁰ 35^/ = 2,61 мм

Определяем делительные диаметры d, диаметры вершин зубьев d_a, и диаметры впадин d_f шестерни и колеса:

Шестерня колесо

d₁ = m_t*Z₁ = 2,61*23 = 60 ммd₂ = m_t*Z₂ - 2,61*115 = 300 мм

d_a1 = d₁+2m_n = 60 +2*2,5 = 65 ммd_a2 = d₂+2m_n = 300+5 = 305 мм

d_f1 = d₁-2,5m_n = 60-2,5*2,5 = 53,75мм d_f2 = d₂-2,5m_n -300-2,5*2,5=293,75мм

Уточняем межосевое расстояние:

a_w= (d₁+d₂)/2 = (60+300)/2 = 180 mm

Определяем ширину венца зубчатых колес b:

b = *a_w= 0,4*180 = 72 мм

принимаем b₂ = 72 мм для колеса, b₁ = 75 мм

Определение окружной скорости передачи V_n:

V_n = *n₂*d₁/60 = 3,14*343,84*60*10 ^-3/60 = 1,08 м/с

По таблице 2 выбираем восьмую степень точности

Вычисляем окружную силу F_t:

F_t = Р_тр/V_п = 3286/1,08 = 3,04*10³ Н

Проверяем контактную выносливость зубьев:

G_H=Z_H*Z_M*Z_e = 1,7 * 274 * 10³ * 0,78 * 968,16 =

= 351,18 МПа << G_НP=420МПа

Вычисляем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:

Z = Z₁/cos³ = 23/0,958³ = 26,l

Z = Z₂/cos³ = 115/0,958³ = 131

По таб. П27 определяем коэффициент формы зуба шестерни

Y 3,94 при Z= 26

По таб. П27 определяем коэффициент формы зуба колеса

Y 3,77 при Z= 131

Сравнительная оценка прочности зуба шестерни и колеса при изгибе:

G / Y= 130/3,94 = 33 МПа

G / Y =110/3,77 = 29,2 МПа

Найдем значение коэф. Y:

Y = l - /140⁰ = 0,884

Проверяем выносливость зубьев на изгиб:

G_F = Y_F*Y * K_F * F_t / (b ₂ m _n) = 3,77*0,884*1,031*3040 / (72*2,5) = 58 МПа << G

Глава 4. Расчет валов

Принимаем []^/ = 25 МПа для стали 45 и []^// = 20 МПа для стали 35

Быстроходный вал

d = 2,62*10^-2 м принимаем по ГОСТу d_B1= 28 мм

принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d = 32 мм

принимаем диаметр вала под подшипник d = 35 мм

принимаем диаметр вала для буртика d = 44 мм

Тихоходный вал:

d = 4,88*10^-2 м принимаем по ГОСТу d_B2= 50 мм

принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d = 54 мм

принимаем диаметр вала под подшипник d =55 мм

принимаем диаметр вала для колеса d = 60 мм

Конструктивные размеры зубчатого колеса:

диаметр ступицы d (1,5...1,7) d = 90...102 мм

длина ступицы l_cт (0,7...1,8) d = 42...108 мм

толщина обода (2,5...4)m_n = 6,25...10 мм

Колесо изготовляем из поковки, конструкция дисковая.

Толщина е (0,2...0,3)b₂ = 14,4...21,6 мм

Проверка прочности валов:

Быстроходный вал: G_-1 0,43G = 0,43*820 = 352 МПа

Допускаемое напряжение изгиба [Gи]_-1 при

[n] = 2,2 К = 2,2 и K_ри = 1: [С_и]_-1 = [G_-1/([n] К)]K_ри = 72,7 МПа

Определяем реакции опор в плоскости zOy:

Y_B = F_r/2+F_ad₁/4a₁ = 849,2 Н

Y_A = F_r/2-F_ad₁ /4a₁ = 305,4 Н

Определяем реакции опор в плоскости xOz:

Х_А = Х_в = 0,5F_t = 0,5*3040 = 1520 Н

Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz:

М_А=Мв=0

М_с = Х_А*а₁ = 1520*0,05 = 76 Н*м

Крутящий момент Т = Т₂ = 87,779 Н*м

Вычисляем суммарный изгибающий момент М_и:

М_и = = 87,06 Н*м

Значит: G_и = 32M_и/d = 5,71 МПа

_к = 16T₂/( d) = 16*87,779/(3,14*0,05375³) = 2,88 МПа

4.8 G =8,11 МПа

Тихоходный вал:

Для стали 35 по таб, ПЗ при d < 100 мм G_b = 510 МПа

G_-1 0,43G_B = 0,43*510 =219,3 МПа

Допускаемое напряжение изгиба [G_и]_-1 при [n] = 2,2 К = 2,2 и k_ри = 1:

[С_и]_-1 = [G_-1/([n] K)] k_pи = 45,3 Мпа

Определяем реакции опор в плоскости yOz:

Y_B = F_r/2+F_ad₂/4a₂ = 2022,74 Н

Y_A = F_r/2-F_ad₂ /4a₂ = -869,2 Н

Определяем реакции опор в плоскости xOz:

х_а = Х_в = 0,5F_t = 0,5*3040 = 1520 Н

Определяем размер изгибающих моментов в плоскости yOz:

М_A=М_B = 0

М = Y_A*a₂ = -869,2*0,047 = -40,85 Н*м

М = Y_B*a₂ = 2022,74*0,047 = 95,07 Н*м

в плоскости xOz:

М_А=Мв=0

М_с = Х_А*а₂ = 1520*0,047 = 71,44 Н*м

Крутящий момент Т = Т_з = 455,67 Н*м

Вычисляем суммарный изгибающий момент М_и:

М_и = =118,92 Н*м

Значит:

G_и = 32М_и/ d = 7,28 МПа

_к = 16T₃/( d) = 16*318,47/(3,14*0,055³) = 13,95 МПа

G₃₁₁₁= = 28,83 МПа < 45,25 МПа

Глава 5. Расчет элементов корпуса редуктора

Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна.

Толщина стенки корпуса

0,025a_w+1...5 мм = 4,5+1...5 мм

Толщина стенки крышки корпуса

₁ 0,02a_w+1...5 мм = 3,6+1...5 мм

Толщина верхнего пояса корпуса

s 1,5 = 13,5 мм

Толщина нижнего пояса корпуса

t (2...2,5) = 18...22,5 мм

Толщина ребер жесткости корпуса

С 0,85 = 7,65 мм

Диаметр фундаментных болтов

d_Ф (1,5...2,5) = 13,5...22,5 мм

Ширина нижнего пояса корпуса

К₂ 2,1 d_ф = 2,1 *18 = 37,8 мм

Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой

d_k (0,5...0,6)d_ф

Толщина пояса крышки

s₁ l,55₁ = 12 мм

Ширина пояса соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников

K 3d_k = 3*10 = 30мм

Диаметр болтов для подшипников

d_kn 0,75d_ф = 0,75*18 = 13,5 мм

Диаметр болтов для крепления крышек подшипников

d_п (0,7..1,4) = 6,3...12,6 мм

Диаметр обжимных болтов можно принять 8...16 мм

Диаметр болтов для крышки смотрового окна

d_kc = 6...10 мм

Диаметр резьбы пробки для слива масла

d_np (1,6...2,2) = 14,4...19,8 мм

Зазор у:

у (0,5...1,5) = 4,5...13,5 мм

Зазор у₁:

y₁(l,5...3) =13,5...27 мм

у =(3...4) = 27...36мм

Длины выходных концов быстроходного и тихоходного валов:

I₁ (1,5...2)d_B1 = 42...56 мм

l₂ (l,5...2)d_B2 = 75...100 мм

Назначаем тип подшипников

средняя серия для быстроходного вала и легкая для тихоходного

d = d = 35 мм, D₁ = 80 мм, Т = 23 мм

d = d = 55 мм, D₂ = 100 мм, Т = 23 мм

размер X 2d_n принимаем Х^/ = Х^// = 2d = 2*10 = 20 мм

размер l= l1,5 Т= 1,5*23 = 35,5 мм

l = l =8...18мм

осевой размер глухой крышки подшипника

l 8...25 мм

Тихоходный вал:

а₂ у+0,51_cт = 9+0,5*75 = 46,5 мм

Быстроходный вал:

a₁ l+0,5b₁ = 12+0,5*75 = 49,5 мм

Габаритные размеры редуктора: ширина В_р

В_р l ₂ + l + 2,5Т + 2у + l_ст + 1 + 1₁ =

= 85 + 35 + 2,5*23 + 18 + 75 + 15 + 50 = 335,5 мм

Длина L_p

L_p 2 (K₁ + + y₁) + 0,5(d_a2 + d_a1) + a_w = 2 (25 + 9 + 20) + 0,5 (305 + 60 ) + 180= = 470 мм

Высота Н_р

Н_{р 1} + y₁ + d_a2 + y + t = 8 + 20 + 305 + 35 + 20 = 388 мм

Глава 6. Расчет шпоночных соединений

Быстроходный вал d_B1= 28 мм по П49 подбираем шпонку b x h = 8 x 7

1 = l₁ - 3...10 мм = 45 мм

1_р = 1 - b = 45 - 8 = 37 мм

допускаемые напряжения смятия [G_см]:

[G_см]= 100...150МПа

G_см ? 4,4 T2 / (d l _p h) = 53,25 Мпа < [С_cm]

Выбираем шпонку 8 x 7 x 45 по СТ-СЭВ-189-75

Тихоходный вал d_В2= 50 мм по П49 подбираем шпонку b x h = 14 x 9

1 = 1₂ - 3...10 мм = 80 мм

1_р = I - b = 80 - 14 = 66 мм

допускаемые напряжения смятия [G_см]:

|С_см]=60...90МПа

G_см « 4,4Тз/(<1в2 Iph) = 67,5 МПа

Выбираем шпонку 14 x 9 x 80 по СТ - СЭВ - 189 - 75

Ступица зубчатого колеса d₂= 60 мм по П49 подбираем шпонку b x h = 18 x 11

1 = l_ст - З... 10 мм = 70 мм

1_р = 1- b = 70 - 18 = 52мм

допускаемые напряжения смятия [G_см]_:

G_см ? 4,4 T₃/(d₂ 1ph) = 58,4 МПа < [G_см]

Выбираем шпонку 18 x 11 x 70 по СТ - СЭВ - 189 - 75

Глава 7. Расчет подшипников

Быстроходный вал

F_а = 906,5 Н

Т.к. F_rB > F_rA то подбор подшипников ведем по опоре В

Выбираем тип подшипника т.к.

(F_a/F_rB)*100% = (1580,17/1741,13)*100 % = 52,06 % > 20...25 %,

то принимаем радиально - упорные роликоподшипники

Определяем осевые составляющие реакции подшипников при е = 0,319 для средней серии при d = 35 мм:

S_A = 0,83e*F_rA = 0,83*0,319*1580,17 = 418,38 Н

S_B = 0,83e*F_rB = 0,83*0,319*1741,13 = 461 Н

По таблице 5 находим суммарные осевые нагрузки:

т.к. S_A < S_B и F_a = 906,5 > S_B-S_A = 42,62 Н, то

F _a A = S_A - 418,18 Н и F_аB = S_А + F_a = 1324,88 Н (расчетная)

Долговечность подшипника L_h:

L_h = (12...25)10³ часов

V = 1 т.к. вращается внутреннее кольцо П45

К₆ =1,6П 46

К_т = 1П47

При F_aB / VF_rB = 1324,88/1*1741,13 - 0,76 > е = 0,319 по таб. П 43 принимаем

Х = 0,4

Y= 1,881

n = n ₂ = 343,84 min ^{- 1}

б = 10/3

Вычислим динамическую грузоподъемность подшипника

С_тр = (XVF_{r B}+YF_{a B}) K ₆ K _T (6*10 -⁵ n ₂ L _h) ^1/a = 24,68 кН

По таб. П43 окончательно принимаем подшипник 7307 средней серии d = 35 мм

D = 80 мм

Т_max = 23 мм

С = 47Д кН

n _np > 3,15* 10³ mm -¹

Тихоходный вал

F, - 906,5 Н



Т.к. F_{r A} > F_{r B} то подбор подшипников ведем по опоре В

Bыбираем тип подшипника т.к.

(F_a/F_rB)*100% = (906,5/2530,19)*100% = 35,83 % > 20...25%

то принимаем радиально-упорные роликоподшипники

Определяем осевые составляющие реакции подшипников при е = 0,411 для легкой серии при d = 55 мм:

S_A = 0,83e*F_rA = 0,83*0,411*1750,97 = 5973 Н

S_B = 0,83e*F_rB = 0,83*0,411*2530,19 = 863,1 Н

По таблице 5 находим суммарные осевые нагрузки:

т.к. S_A < S_B и F_a = 906,5 > S_B-S_A = 265,8 Н то

F_a = S_A = 597,3 Н и F_aB = S_A+F_a - 1500,2 Н (расчетная)

При F _aB / VF_{r B} = 1500,2/1*2530,19 = 0,523 > е = 0,411 по таб. П 43 принимаем Х = 0,4

Y = 1,459

п₃= 59,814 min ^-1

б = 10/3

Вычислим динамическую грузоподъемность подшипника при

L _h = 15* 10³ часов, V=1,К_б=1,6,К_т = 1, б = 10/3

С_тр = (XVF_{r B} YF_аВ) К_б К_т (6*10-⁵ n₃L_h)^1/а = 13,19 кН

По таб. П43 окончательно принимаем подшипник 7211 легкой серии

d = 55 мм

D = 100 мм

T max = 23 мм

С = 56,8 кН

n_np > 4*10 ³ min ^-1

Глава 8. Выбор смазки

Для тихоходных и среднескоростных редукторов смазки зубчатого зацепления осуществляется погружением зубчатого колеса в масляную ванну кратера, объем которой

V_k=0,6P₃ =1,8 л. V = 1,08 м/с

Масло И-100А, которое заливается в кратер редуктора с таким расчетом, чтобы зубчатое колесо погрузилось в масло не более чем на высоту зуба.

привод конвейер редуктор зубчатый

Список использованной литературы

Иванов М.Я., Иванов В.Я. Детали машин: Курсовое проектирование. М., 1975.

Кудрявцев В. Я. Детали машин. Л., 1980.

Курсовое проектирование деталей машин /Под ред. В. Н. Кудрявцева. Л., 1984.

Куклин Я. Г., Куклина Г. С. Детали машин. М.» 1987.

Размещено на Allbest.ru