Курсовая работа. КУРСОВАЯ РАБОТА. Изм. Лист докум. Подпись Дата Лист
 Скачать 423.57 Kb.
|
|
Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 3 КП ДМиОК 00.00.000 ПЗ Техническое задание на курсовой проект по дисциплине Детали машин и основы конструирования студенту Боков Андрей Николаевич, группы. Ин-20- 1 Спроектировать редуктор по кинематической схеме, представленной на рисунке 1. Исходные данные Электродвигатель АИР частота вращения вала рабочей машины – 35 об/мин. Рисунок 1 – Кинематическая схема привода Срок сдачи КП_____________________2023 г. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 4 КП ДМиОК 00.00.000 ПЗ Введение В машиностроении находят широкое применение редукторы, механизмы, состоящие из зубчатых или червячных передач, выполненных в виде отдельных агрегатов. Редуктор - механизм, передающий и преобразующий крутящий момент, с одной или более механическими передачами. Основные характеристики редуктора - КПД, передаточное отношение, передаваемая мощность, максимальные угловые скорости валов, количество ведущих и ведомых валов, тип и количество передачи ступеней. Конструирование редуктора состоит из корпуса, в котором помещаются элементы передачи – валы, подшипники, манжеты и т.д. Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, любо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения. Цель работы спроектировать редуктор по заданному варианту. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 5 КП ДМиОК 00.00.000 ПЗ 1. Кинематический и силовой расчет привода Запишем параметры электродвигателя АИР Э = 1,1 кВт, Э = 750 об/мин. Требуемое передаточное отношение привода 𝑈 общ = 𝑛 э 𝑛 𝐼𝐼𝐼 , (1) где n III – частота вращения выходного (в данном случае третьего) вала привода, об/мин. общ 35 = Полученное значение распределяем между передачами следующим образом ОБЩ П З U =U ×U , (2) где ЗВЩ ЗВМ П z U = z или ВЩ ВМ П d U = d (1 ) − – передаточное отношение цепной (первая формула) или ременной (вторая формула) передачи (здесь z ЗВМ – число зубьев ведомой звездочки z ЗВЩ – число зубьев ведущей звездочки d ВМ – диаметр ведомого шкива, мм d ВЩ – диаметр ведущего шкива, мм ε ≈ 0,01…0,02 – коэффициент скольжения ВЩ ВМ З z U = z – передаточное отношение зубчатой передачи (здесь z ВМ – число зубьев ведомого колеса z ВЩ – число зубьев ведущего колеса. Для рассматриваемого случая принимаем диаметры шкивов d ВМ = 375 мм d ВЩ = 90 мм числа зубьев зубчатой передачи z ВМ = 95; z ВЩ = 19. Тогда п 90 ∗ (1 − 0,01) = з 19 = общ 4,02 ∗ 5 = Полученное значение ОБЩ достаточно близко требуемому. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 6 КП ДМиОК 00.00.000 ПЗ Рассчитаем частоту вращения каждого вала. Частота вращения первого вала Э =n (3) 𝑛 1 = 750 об/мин Частота вращения второго вала n II П n = U (4) П 4,02 = 186,5 об мин ⁄ Частота вращения третьего вала n III З n = U (5) 𝑛 𝐼𝐼𝐼 = 186,5 5 = 37,3 об/мин Угловую скорость каждого вала ω i вычисляют по формуле i i π×n ω = 30 , (6) где i – порядковый номер вала. 𝜔 𝐼 = 3,14 ∙ 750 30 = 78,5 рад с ∙ 186,5 30 = 19,5 рад с ∙ 37,3 30 = 3,9 рад с ⁄ Мощности на валах P I …P III определяются по формулам Э =P , (7) 𝑃 𝐼𝐼 = 𝑃 𝐼 ∙ 𝜂 𝑀 ∙ П, (8) III II З П P =P ×η ×η , (9) Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 7 КП ДМиОК 00.00.000 ПЗ где М – КПД муфты. М = 0,98; П – КПД одной пары подшипников. П = 0,99 З – КПД зубчатой конической передачи. З = 0,96; Вт 1100 ∙ 0,98 ∙ 0,99 = 1067,2 Вт 𝑃 𝐼𝐼 = 1067,2 ∙ 0,96 ∙ 0,99 = 1014,2 Вт Крутящий момент на каждом валу Т вычисляют по формуле i i i P T = ω (10) 𝑇 𝐼 = 1100 78,5 = Нм 19,5 = Нм 3,9 = Нм Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 8 КП ДМиОК 00.00.000 ПЗ 2. Расчет зубчатой передачи Предварительный расчет геометрических параметров передач выполним с помощью программы Bevel gears x64. Вариант расчета №1: модуль m = 4 мм число зубьев шестерни z 1 = 19; число зубьев колеса z 2 = 95; коэффициент смещения шестерни x 1 = 0,65; коэффициент смещения колеса x 2 = 0,98. Результаты расчета сведены в таблицу 1. Таблица 1 – Результаты расчета Вариант расчета Вариант №1 Вариант №2 Деталь Шестерня / колесо Шестерня / колесо Модуль m, мм 4 5 Числа зубьев z 1 / z 2 19 / 95 19 / 95 Коэффициенты смещения x 1 / x 2 0,484 / 0,62 0,65 / 0,98 Межосевое расстояние a w, мм 232,14 292,4 Диаметр начальной окружности шестерни/колеса d w1 / d w2 , мм 77,3/386,9 97,4/487,4 Угол зацепления α w , град 22,64 23,6 Делительный диаметр шестерни/колеса d 1 /d 2 , мм 76/380 95/475 Диаметр окружности впадин шестерни/колеса d f1 /d f2 , мм 69,87/374,96 89/472,3 Диаметр окружности вершины шестерни/колеса dа 1 /dа 2 , мм 87,336/392,424 110,141/493,441 Коэффициент перекрытия ε 1,45 1,34 С помощью программы КОМПАС 3D производим растет на долговечность, результаты запишем в таблицу 2. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 9 КП ДМиОК 00.00.000 ПЗ Таблица 2 – Расчет на долговечность при модуле 4 Наименование и обозначение параметров Ведущее колесо Ведомое колесо Исходные данные Число зубьев z 1, z 2 19 95 Модуль, мм m 4 Угол наклона зубьев на делительном цилиндре β 0˚ Угол профиля исходного контура α 20˚ Ширина зубчатого венца, мм b 21,2 21,2 Коэффициент смещения исходного контура x +0,4844 +0,6208 Степень точности - С С Вариант схемы расположения передачи - 5 Марка материала *1 Сталь Х ГОСТ 4543-2016 *2 Сталь Х ГОСТ 4543-2016 Твердость активных поверхностей зубьев, HRC - 30 30 Базовое число циклов перемены напряжения контакт N Hlim 23,375 23,375 изгиб N Flim 4 4 Предел выносливости по контакте, соответствующий базовому числу циклов σ Hlimb 640 640 Коэффициент ограничения усталостных повреждений (контакт) α HG 0,6 Коэффициент безопасности (контакт) S H 1,1 1,1 Показатель кривой выносливости (контакт) q H 6 6 Предел выносливости по изгибу, соответствующий базовому числу циклов σ Flimb 499 499 Коэффициент ограничения усталостных повреждений (изгиб) α FG 0,6 Коэффициент безопасности (изгиб) S F 1,7 1,7 Показатель кривой выносливости (изгиб) q F 6 6 Коэффициент, учитывающий шероховатость Z R 1 1 Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки Y A 1 1 Планируемый ресурс работы, час L p 10000 Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 10 КП ДМиОК 00.00.000 ПЗ Продолжение таблица 2 Режимы нагружения передачи Расчетная нагрузкам Частота вращения ведущего колеса, об/мин Продолжительность работы передачи на данном режиме, % Число циклов нагружения Контактное напряжение, МПа Напряжение изгиба, МПа К И Ведущее колесо Ведомое колесо T Hi T Fi n li - N ci σ Hi σ F1 σ F2 260 260 186,5 100 111,9 301,276 303,137 Наименование и обозначение параметров Ведущее колесо Ведомое колечо Допускаемые напряжения по контакту, МПа σ НР 581,818 581,818 Эквивалентные напряжения по контакту, МПа НЕ 0 Допускаемые напряжения по изгибу, Мпа Р 287,921 Эквивалентные напряжения по изгибу, МПа σ FE 301,276 231,817 Ресурс по контакту, час L H 999999 999999 Ресурс по изгибу, час L F 7380 35560 Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 11 КП ДМиОК 00.00.000 ПЗ Таблица 3 – Расчет на долговечность при модуле 5 Наименование и обозначение параметров Ведущее колесо Ведомое колесо Исходные данные Число зубьев z 1, z 2 19 95 Модуль, мм m 5 Угол наклона зубьев на делительном цилиндре β 0˚ Угол профиля исходного контура α 20˚ Ширина зубчатого венца, мм b 13,2 13,2 Коэффициент смещения исходного контура x +0,48 +0,6122 Степень точности - С С Вариант схемы расположения передачи - 5 Марка материала *1 Сталь Х ГОСТ 4543-2016 *2 Сталь Х ГОСТ 4543-2016 Твердость активных поверхностей зубьев, HRC - 30 30 Базовое число циклов перемены напряжения контакт N Hlim 23,375 23,375 изгиб N Flim 4 4 Предел выносливости по контакте, соответствующий базовому числу циклов σ Hlimb 640 640 Коэффициент ограничения усталостных повреждений (контакт) α HG 0,6 Коэффициент безопасности (контакт) S H 1,1 1,1 Показатель кривой выносливости контакт) q H 6 6 Предел выносливости по изгибу, соответствующий базовому числу циклов σ Flimb 499 499 Коэффициент ограничения усталостных повреждений (изгиб) α FG 0,6 Коэффициент безопасности (изгиб) S F 1,7 1,7 Показатель кривой выносливости (изгиб) q F 6 6 Коэффициент, учитывающий шероховатость Z R 1 1 Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки Y A 1 1 Планируемый ресурс работы, час L p 10000 Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 12 КП ДМиОК 00.00.000 ПЗ Продолжение таблица 3 Режимы нагружения передачи Расчетная нагрузкам Частота вращения ведущего колеса, об/мин Продолжительность работы передачи на данном режиме, % Число циклов нагружения Контактное напряжение, МПа Напряжение изгиба, МПа К И Ведущее колесо Ведомое колесо T Hi T Fi n li - N ci σ Hi σ F1 σ F2 260 260 186,5 100 111,9 300,01 301,443 Наименование и обозначение параметров Ведущее колесо Ведомое колечо Допускаемые напряжения по контакту, МПа σ НР 581,818 581,818 Эквивалентные напряжения по контакту, МПа НЕ 0 Допускаемые напряжения по изгибу, Мпа Р 279,663 Эквивалентные напряжения по изгибу, МПа σ FE 300,01 230,521 Ресурс по контакту, час L H 999999 999999 Ресурс по изгибу, час L F 7569 36776 При m=4 и m = 5 значения [σ F2 ] буду практически одинаковые. Однако в модуле m=4 ширина зубчатого венца почтив два раза большое, чему. Поэтому принимаем вариант №1 m=4. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 13 КП ДМиОК 00.00.000 ПЗ 3. Эскизное проектирование Произведем расчет размеров быстроходного и тихоходного валов. Требуемый номинальный диаметр выходного конца вала d, мм, определяется по формуле [4] 3 i d=C T , (11) где С – коэффициент. Для тихоходных валов (менее 100 об/мин) С = 5…6; для быстроходных валов (более 500 об/мин) С = 7…8; для промежуточных валов С = 6…7; T – крутящий момент на рассматриваемом валу, Нм. Для быстроходного вала 𝑑 = (7 … 8)√54,7 3 = 26,53 … 30,32мм Принимаем значение диаметра вала по размерам валов электродвигателей – 25 мм, ввиду удобства подбора муфты длина участка – 60 мм. Диаметр вала под подшипники П, мм, определяется по формуле П =d+2t , где t – высота заплечика, мм. Принимаем t = 3 мм. п 25 + 2 ∙ 3 = 31мм Принимаем П = 32 мм (ГОСТ 6636-69, ГОСТ 8338-75, ГОСТ 27365-87) Диаметр буртика под подшипник d БП , мм, определяется по формуле БП П d =d +3r , (12) где r – координата фаски подшипника, мм. Принимаем r = 1,5 мм. 𝑑 БП = 32 + 3 ∙ 1,5 = 36,5мм Принимаем d БП = 40 мм, так как этот буртик будет использоваться и для шестерни. Для тихоходного вала 𝑑 = (5 … 6)√260 3 = 31,9 … 38,2мм Принимаем значение диаметра вала по размерам валов электродвигателей – 36 мм, ввиду удобства подбора муфты длина участка – 80 мм. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 14 КП ДМиОК 00.00.000 ПЗ Высота заплечика t = 3,5 мм диаметр вала под подшипник п 36 + 2 ∙ 3,5 = 43мм Принимаем П = 45 мм (ГОСТ 6636-69, ГОСТ 8338-75, ГОСТ 27365-87). Координата фаски подшипника r = 2,5 мм. Диаметр буртика под подшипник 𝑑 БП = 45 + 3 ∙ 2,5 = 52,5мм Принимаем d БП = 55 мм, так как этот буртик будет использоваться и для колеса. Рабочая длина шпонки Р, мм, определяется по формуле i Р В 1 2×1000T l = d (h t )×[σ] − , где В – диаметр вала в рассматриваемом месте, мм h – высота шпонки, мм t 1 – часть высоты шпонки, которая погружена в вал, мм [σ] – допускаемое напряжение материала шпонки, МПа. Длина шпонки l, мм, определяется по формуле Р = l +b , (14) где b – ширина шпонки, мм. Длина ступицы СТ , мм, принимается СТ l (15) Диаметр ступицы d ст, мм, определяется по формуле СТ В d =(1,5...1,55) d (16) 1. Шпонка под шкив на быстроходном валу Данные для расчета h = 7 мм, В = 25 мм, t 1 = 4 мм, b = 8 мм, [σ] = 150 МПа (ГОСТ 23360-78). 𝑙 𝑝 = 2 ∙ 1000 ∙ 54,7 25 ∙ (7 − 4) ∙ 150 = мм = 9,72 + 8 = 17,72мм Принимаем l = 30 мм, поскольку длина участка вала 60 мм. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 15 КП ДМиОК 00.00.000 ПЗ СТ принимаем 50 мм (ГОСТ 20742-75). СТ (1,5 … 1,55) ∙ 25 = 37,5 … Принимаем СТ = 38 мм. 2. Шпонка под шестерню на быстроходном валу Данные для расчета h = 7 мм, В = 36 мм, t 1 = 4 мм, b = 8 мм, [σ] = 150 МПа (ГОСТ 23360-78). 𝑙 𝑝 = 2 ∙ 1000 ∙ 260 36 ∙ (7 − 4) ∙ 150 = мм = 32 + 8 = 40мм Принимаем l = 40 мм. СТ принимаем 42 мм. Диаметр ступицы не определяем ввиду малых размеров шестерни. 3. Шпонка под полумуфту на тихоходном валу Данные для расчета h = 8 мм, В = 36 мм, t 1 = 5 мм, b = 12 мм, [σ] = 150 МПа (ГОСТ 23360-78). 𝑙 𝑝 = 2 ∙ 1000 ∙ 260 36 ∙ (8 − 5) ∙ 150 = мм = 19,25 + 12 = 31,25мм Принимаем l = 60 мм, поскольку длина участка вала 80 мм. СТ принимаем 70 мм (ГОСТ 20742-93). СТ (1,5 … 1,55) ∙ 36 = 54 … 55,8мм Принимаем СТ = 55 мм. 4. Шпонка под колесо на тихоходном валу Данные для расчета h = 9 мм, В = 45 мм, t 1 = 5,5 мм, b = 14 мм, [σ] = 150 МПа 𝑙 𝑝 = 2 ∙ 1000 ∙ 260 45 ∙ (9 − 5,5) ∙ 150 = мм = 22,01 + 14 = 36,01мм Принимаем l = 40 мм. СТ принимаем 50,5 мм. СТ (1,5 … 1,55) ∙ 45 = 67,5 … мм Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 16 КП ДМиОК 00.00.000 ПЗ Заключение В данном курсовом проекте был произведён расчет и выполнена графическая часть одноступенчатого цилиндрического редуктора. Был выполнен подбор электродвигателя, определением его силовых и кинематических параметров. Произведен расчет зубчатой передачи, расчет и проектирование валов редуктора, проектирование ведомого вала, зубчатого колеса, чертеж одноступенчатого цилиндрического редуктора. В результате проведения расчетов и построении одноступенчатого цилиндрического редуктора можно выявить преимущества и недостатки данного типа редуктора Преимущества цилиндрических редукторов 1. Высокий КПД редуктора. 2. Высокая нагрузочная способность. 3. Низкий люфт выходного вала, вследствие этого кинематическая точность цилиндрических редукторов выше, чем червячных. 4. Низкий нагрев вследствие высокого КПД передач. 5. Обратимость при любом передаточном числе, иначе говоря, отсутствие самоторможения. 6. Уверенная работа при неравномерных нагрузках, а также при частых пусках-остановах. 7. Высокая надёжность. 8. Благодаря большой степени вариативности зубчатых передач, имеется возможность подобрать редуктор с наиболее близким к требуемому передаточным отношением. Недостатки цилиндрических редукторов 1. Высокий уровень шума. 2. Обратимость (отсутствие самоторможения. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 17 КП ДМиОК 00.00.000 ПЗ Список литературы 1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: Вт. Те изд, перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. – М Машиностроение, 2001. – 920 сил. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: Вт. Те изд, перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. – М Машиностроение, 2001. – 912 сил. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: Вт. Те изд, перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. – М Машиностроение, 2001. – 864 сил. Дунаев ПФ. Конструирование узлов и деталей машин. Учеб.пособие для студ.техн.спец.вузов / ПФ. Дунаев, ОП. Леликов.- М Издательский центр Академия, 2004. – 496 с. 5. Иванов МН. Детали машин. Учебник для машиностроительных специальностей вузов / МН. Иванов, В.А. Финогентов – М Высш.шк., 2006. - 408 с. 6. Курмаз Л.В. Конструирование узлов и деталей машин Справочное учебно-методическое пособие / Л.В. Курмаз, О.Л. Курмаз. М Высш. шк, 2007. – 455 сил. Спиваковский АО. Транспортирующие машины Учеб. пособие для машиностроительных вузов. е изд, перераб. / АО. Спиваковский, В.К. Дьячков – М Машиностроение, 1983. – 487 сил. Халтурин МА. Детали машин, основы конструирования и подъемно- транспортные машины. Практические работы. Часть 1. – 39 с. Режим доступа https://moodle.ksai.ru/course/view.php?id=8939 (дата обращения 23.03.2022). |