АгасянРК 17-МБ-ЭТ1 КП ДМиОК. Реферат Курсовой проект 55 с, 10 рис, 11 табл, 4 источника, иллюстративная часть 1 лист формата А, 1 лист формата Аи лист формата А.
 Скачать 2.69 Mb.
|
|
Реферат Курсовой проект 55 с, 10 рис, 11 табл, 4 источника, иллюстративная часть - 1 лист формата А, 1 лист формата Аи лист формата А. РЕДУКТОР, ВАЛ, ПОДШИНИК, БОЛТ, ШАЙБА, МУФТА ШЕСТЕРНЯ, ЗУБЧАТОЕ КОЛЕСО, ЭЛЕКТРОДВИГПТЕЛЬ, ШПОНКА, ПОСАДКА, КОРПУС, ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ, КРУТЯЩИЙ МОМЕНТ Объектом курсового проекта является механический привод шаровой мельницы. В данном курсовом проекте проведен расчет и выбор оптимальных размеров редуктора, выбор материалов и определение допускаемых напряжений для передач, подсчитаны крутящие моменты, подобраны подшипники и посчитана их долговечность, выбраны шпонки и проверены на прочность, выполнена эскизная компоновка редуктора, подобраны посадки его деталей. Посчитаны геометрические размеры зубчатых передач (диаметры вершин, диаметры впадин, делительные диаметры, ширина шестерен и зубчатых колес. КПДМ 07.01.00.000ПЗ Изм. Лист № докум. Подпись Дата Разраб. Агасян Р.К. Пояснительная записка к курсовому проекту Лит. Лист Листов Провер. Чумак П.В. 3 55 Реценз. КубГТУ каф. НТиМ 17-МБ-ЭТ1 Н. Контр. Чумак П.В. Утверд. Содержание Введение ................................................................................................................... 5 Нормативные ссылки .............................................................................................. 6 1 Кинематический анализ механизма ............................................................... 8 2 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений ....................... 12 2.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для первой (быстроходной) зубатой пары ....................................................................... 12 2.2 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для второй (тихоходной) зубчатой пары ......................................................................... 16 3 Проектный расчет механизма ........................................................................... 21 3.1 Проектный расчет быстроходной передачи ....................................... 21 3.2 Проектный расчет тихоходной передачи ............................................ 26 4 Расчет открытой передачи ............................................................................. 31 5 Проектный расчет валов .................................................................................... 34 6 Эскизная компоновка ......................................................................................... 39 6.1 Конструирование валов ........................................................................ 39 6.2 Предварительный выбор подшипников .............................................. 39 6.3 Выбор способа смазки передачи и подшипников .............................. 40 6.4 Выбор крышек подшипниковых узлов и уплотнений ....................... 40 6.5 Графическая часть эскизной компоновки редуктора ......................... 41 7 Определение внутренних силовых факторов в сечениях тихоходного вала. 44 8 Проверка подшипников на долговечность ...................................................... 47 9 Выбор шпонок и проверка их на прочность ..................................................... 49 10 Выбор муфт ....................................................................................................... 52 11 Выбор посадок деталей редуктора .................................................................. 53 12 Заключение ................................................................................................... 54 13 Список используемых источников ............................................................. 55 Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 4 Введение Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяет уровень развития машиностроения Объектом нашего расчета в курсовом проекте является двухступенчатый редуктор - механизм, состоящий из зубчатой передачи, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения отвала двигателя к валу рабочей машины. В процессе работы он увеличивает вращающий момент и уменьшает частоту вращения. Редуктор представляет собой сложный механизм. Он состоит из червячных или зубчатых передач благодаря которым происходит вращение вала рабочего механизма. Важной целью выполняемого проекта является развитие инженерного мышления, включающее умения использовать предшествующий опыт, находить новые идеи, моделировать, используя аналоги. Курсовому проекту поде- талям машин свойственна многовариантность решений при одном и том же задании развивает у студентов мыслительную деятельность и инициативу. Важнейшая задача курсового проектирования – развитие умения разрабатывать техническую документацию. Базируясь на исходных предпосылках из курса графики и машиностроительного черчения, в процессе самостоятельной работы над курсовым проектом, студенты овладевают свободным чтением и выполнением чертежей неограниченной сложности. Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 5 Нормативные ссылки ГОСТ Р 1.5-2004 Стандарты национальные РФ. Правила построения, изложения, оформления и обозначения. ГОСТ 2.102-68 ЕСКД. Виды и комплектность конструкторских документов. ГОСТ 2.306-68 ЕСКД. Обозначения графические материалов и правила их нанесения на чертежах. ГОСТ 2. 307-68 ЕСКД. Нанесение размеров и предельных отклонений. ГОСТ 2.308-79 ЕСКД. Указание на чертежах допусков формы и расположения поверхностей. ГОСТ 2.309- 73 ЕСКД. Обозначение шероховатости поверхностей. ГОСТ 2.310-68 ЕСКД. Нанесение на чертежах обозначений покрытий, термической и других видов обработки. ГОСТ 2.315-68 ЕСКД. Изображения упрощенные и условные крепежных деталей. ГОСТ 2.316-2008 ЕСКД. Правила нанесения на чертежах надписей, технических требований и таблиц. ГОСТ 2.403-75 ЕСКД. Правила выполнения рабочих чертежей цилиндрических зубчатых колес. ГОСТ 1050-88 Сталь углеродистая качественная конструкционная. ГОСТ 1643-81. Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски. ГОСТ 3128-70 Штифты цилиндрические незакаленные. ГОСТ 4543-71 Сталь легированная конструкционная. Марки и технические требования. ГОСТ 6402-70 Шайбы пружинные, тип Н- нормальные. ГОСТ 6636-69 Нормальные линейные размеры. ГОСТ 7798-70 Болты с шестигранной головкой класса точности В. ГОСТ 8338-75 Подшипники шариковые радиально упорные. ГОСТ 8752-79 Манжеты резиновые, армированные для уплотнения валов. ГОСТ 9563-60 Модули зубчатых передач. ГОСТ 11738-84 Винты с цилиндрической головкой и шестигранным углублением под ключ класса точности А. ГОСТ 14734-69 Шайбы концевые. Конструкция. ГОСТ 16531-83 Передачи зубчатые цилиндрические термины, определения и обозначения. ГОСТ 18511-73 Крышки торцевые глухие. Конструкция и размеры. ГОСТ 18512-73 Крышки торцевые с отверстием для манжетного уплотнения. ГОСТ 20424-96 Муфты упругие втулочно - пальцевые. Параметры и размеры. Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 6 ГОСТ 23360-78 Основные нормы взаимозаменяемости. Соединения шпоночные с призматическими шпонками. Размеры шпонок и сечений пазов. Допуски и посадки. ГОСТ 25346-89 Основные нормы взаимозаменяемости. Единая система допусков и посадок. ГОСТ 25347-82 Единая система допусков и посадок. Поля допусков. Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 7 з.п. п.п. 1 Кинематический и силовой анализ механизма Расчет общего коэффициента полезного действия (КПД) привода и требуемой мощности электродвигателя Общий коэффициент полезного действия привода общ равен отношению полезной мощности Р вых = Р, расходуемой на выполнение заданных технологических операций, к затраченной мощности Р дв.тр. электродвигателя, те общ = Р вых. Р дв.тр. (1) Общий КПД привода (при последовательной схеме) равен произведению КПД его элементов, имеющихся в кинематической схеме 5 вых. = 5 муф. ∙ 5 2 ∙ 5 4 ∙ оп (2) где 5 муф. - КПД соединительной муфты 5 з.п. - КПД закрытой зубчатой передачи 5 п.п. – КПД подшипников качения оп. = ŋ з.п.мин. – КПД открытой зубчатой передачи. Значения 5 муф. , 5 з.п. и 5 п.п. берутся из таблицы [1, с, табл. 1]. Подобрав все значения КПД согласно таблице 1 найдем общ общ. = 1 ∙ 0,98 2 ∙ 0,99 4 ∙ 0,94 = 0,867. После расчета общего ориентировочного КПД привода по зависимости (2) определяют из формулы (1) требуемую мощность электродвигателя Р дв.тр. = Р вых. (3) общ. Требуемая мощность электродвигателя по формуле (3) равна, кВт : Р дв.тр. = 5 0,867 = 5,76. Выбор электродвигателя В [1, с, табл выбираем электродвигатели с учетом перегрузки не превышающей 8%, имеющие ближайшую номинальную мощность Р ном = 5,5 кВт по отношению к требуемой мощности Р дв.тр. = 5,76 кВт, рассчитанной по формуле (3). Параметры электродвигателей приведем в таблице 1. Найдем общее передаточное число привода общ общ. = n дв. n вых. ; (5) где n дв. – номинальная частота вращения двигателя соответственно типу n вых – частота вращения выходного вала. Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 8 Найдем общее передаточное отношение привода общ. для двигателя АУ общ. = 2880 =130,9. 22 Найдем общее передаточное отношение привода общ. для двигателя АУ общ. = 1 445 = 65,9. 22 Найдем общее передаточное отношение привода общ. для двигателя А общ. = 950 = 43,9. 22 Найдем общее передаточное отношение привода общ. для двигателя АУ общ. = 720 = 32,7 . 22 Полученные вычисления занесем в таблицу 2. Таблица 1 – Выбор электродвигателя Тип двигателя Номинальная мощность Р ном. , кВт Номинальная частота вращения ном. , мин Общее передаточное число привода общ. АУ 5,5 2880 130,9 4А112М4У3 5,5 1445 65,7 АУ 5,5 965 43,9 4А132М8У3 5,5 720 32,7 Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 9 i Общее передаточное число привода определяется по формуле общ. = оп. ∙ U з.п.1 ∙ U з.п.2 ; (4) где оп. – передаточное число открытой зубчатой передачи U з.п.1 , U з.п.2 – передаточные числа первой и второй закрытой зубчатой передачи соответственно. Из [1, с, табл выбираем рекомендуемый интервал передаточных чисел механических передач, входящих в рассматриваемую кинематическую схему привода, и рассчитываем рекомендуемый интервал общ. = (2 … 6,3) ∙ (2 … 6,3) ∙ (2 … 6,3) = 8 … 250. Из таблицы 2 видим, что для всех двигателей общее передаточное число привода попадает в рекомендуемый интервал. Поэтому можно взять любой из этих двигателей для дальнейших расчетов. Остановимся на первом двигателе АУ с номинальной мощностью Р ном = 5,5 кВт, частотой вращения вала двигателя ном = 965 мин. В этом случае общ. = 43,9. Определение кинематических и силовых параметров валов привода. Произведем разбивку общ. = 43,9, между ступенями привода первой зубчатой передачей, второй зубчатой передачей и открытой зубчатой передачей. Зададимся стандартным значением из [1, с U зп1 = 3,15; U зп2 = 4 из рекомендуемого интервала [1, с, табл. Тогда передаточное число открытой передачи будет равно по формуле (5): оп = общ U зп1 ∙U зп2 43,9 ; (5) оп = 3,15 ∙ 4 = 3,47. Полученное значение оп попадает в рекомендуемый интервал. Окончательно имеем U зп1 = 3,15; U зп2 = 4; оп = 3,47. Вращающий момент на двигателе Считается по формуле 30∙P дв.тр ∙10 3 T дв = G ∙n 1 (6) Частоты и вращающие моменты считаются по формулами) соответственно) пер T i = T i–1 ∙ пер ∙ пер ∙ η пп ; (8) где U пер , η пер – соответственно передаточное число и КПД механической передачи, через которую проходит силовой поток сгона- й вал n i , T i - соответственно частота вращения и вращающий момент го вала n i–1 , T i–1 - аналогичные параметры предыдущего в кинематической схеме ( i –1) - го вала. Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 10 3 Рассчитаем частоты вращения валов редуктора n 1 = n 2 = 965 об. мин (т.к. валы 1 и 2 соединены муфтой n = n 2 U зп1 = 965 3,15 = 306,35 об. ; мин. n = n 3 = 306,35 = 76,59 об. ; 4 U зп2 4 мин. n = n 4 = 76,59 = 22,07 об. 5 оп 3,47 мин. Рассчитаем вращающие моменты на валах редуктора T 1 = T дв = 30∙5,76∙10 3,14∙965 = 57,03 Нм T 2 = T 1 ∙ η муф ∙ η пп = 57,03 ∙ 1 ∙ 0,99 = 56,46 Нм T 3 = T 2 ∙ U зп1 ∙ η зп1 ∙ η пп = 56,46 ∙ 3,15 ∙ 0,98 ∙ Нм T 4 = T 3 ∙ U зп2 ∙ η зп2 ∙ η пп = 172,54 ∙ 4 ∙ 0,98 ∙ 0,99=669,59 Нм T 5 = T 4 ∙ оп ∙ оп ∙ η пп = 669,59 ∙ 3,47 ∙ 0,94 ∙ 0,99=2162,24 Нм. Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 11 3 2 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений 2.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для первой (быстроходной) зубатой пары В таблице 2 представлены данные, необходимые для выбора материалов и определения допускаемых напряжений первой зубчатой пары. Таблица 2- Исходные данные для быстроходной передачи Наименование параметра, размерность Обозначение, численное значение, указание Схема передачи Согласно техническому заданию Номинальная частота вращения ведущей шестерни, мин мин -1 по данным кинематического расчета Номинальная частота вращения ведомого колеса, мин -1 n 3 =306,35мин -1 по данным кинематического расчета Циклограмма или типовой режим нагружения передачи 1 Срок службы (ресурс) передачи, лет 4 Режим работы (продолжительность включения) ПВ = 1 Расчет допускаемых напряжений для первой зубчатой пары при термической обработке улучшение приведен в таблице 3. Таблица 3 – Расчет допускаемых напряжений для первой зубчатой пары при термической обработке улучшение. Наименование, указание Обозначение, формула, вычисление, величины Шестерня Колесо 1. Вариант материала и термической обработки зубьев (по таблице 1) 1 1 2. Марка стали 45 40 3. Термическая или хи- мико-термическая обработка зубьев Улучшение Улучшение 4. Предполагаемый размер заготовки не более, мм 60 60 5. Способ получения заготовки Прокат круглый Поковка Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 12 Продолжение таблицы 3 6. Механические характеристики материалов твердость сердцевины, твердость поверхности зуба, предел текучести т, Мпа 241…285 НВ 241…285 НВ 580 192…228 НВ 192…228 НВ 400 7. Наиболее вероятная твердость сердцевины НВ 1С = 241+285 = 263 2 НВ 2С = 192…228 = 210 2 8. Наиболее вероятная средняя) твердость поверхности НВ 1П = НВ 1С = 263 НВ 2П = НВ 2С = 210 9. Предел контактной выносливости материала, Мпа o ° = 2 ∙ HRC + K S IN 1 э1п 70=2∙59,5+70=596 o ° = 2 ∙ HRC э2п + K S IN 2 70=2∙59,5+70=490 10. Базовое число циклов нагружения при расчете по контактным напряжениям приближенное значение принимают поданным рисунка (НВ 1П ) 2,4 = = 30 ∙ 263 2,4 = = 19,3 ∙ 10 6 N KG2 = 30 ∙ (НВ 2П ) 2,4 = = 30 ∙ 210 2,4 = 11,2 ∙ 10 6 11. Суммарное машинное время работы (ресурс) передачи, часов t Ʃ = L ∙ 365 ∙ К год ∙ 24 ∙ К сут ∙ ПВ = 4 ∙ 365 ∙ 0,67 ∙ 24 ∙ 0,67 ∙ 1 =15729 Где L=4 года К год =0,67; К сут = 16 =0,67; ПВ=1 24 12. Фактическое число циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса за заданный ресурс передачи К = 60 ∙ t Ʃ ∙ n 1 ∙ C B1 = 60 ∙ 15729 ∙ 965 ∙ 1= = 91 ∙ 10 К = 60 ∙ t Ʃ ∙ n 2 ∙ C B2 = 60 ∙ 15729 ∙ 306,65 ∙ 1= = 28,9 ∙ 10 где n 1 и n 2 - поданным таблицы 2.1, СВ = СВ = 1 13. Коэффициент эквивалентности при расчете по контактным напряжениям определяют с учетом циклограммы нагружения или при заданном типовом режиме нагружения 3 T H 3 3 µ = ( T i ) ∙ t i = ( ) ∙ 0,3 t Ʃ + (0,7 T H ) ∙ 0,5 t Ʃ + Н T H t Ʃ T H t Ʃ T H t Ʃ 3 + (0,3 T H ) ∙ 0,2 t Ʃ = 0,485 T H t Ʃ Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 13 Продолжение таблицы 3 14. Эквивалентные числа циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса при расчете по контактным напряжениям N KE1 = µ K ∙ N K1 = = 0,485 ∙ 91 ∙ 10 7 = = 44,14 ∙ 10 7 N KE2 = µ K ∙ N K2 = = 0,485 ∙ 28,9 ∙ 10 7 = = 14 ∙ 10 7 15. Коэффициент долговечности материалов шестерни и колеса при расчете по контактным напряжениям Поскольку эквивалентные числа циклов перемены напряжений N HE1 и N HE2 больше соответствующих базовых значений N HG1 и N HG2 , что указывает на работу материалов в зоне длительного предела выносливости, поэтому Z = 20 N HG1 = 20 19,3∙10 6 = 0,88 N1 J N J 44,14∙10 7 HE1 Z = 20 N HG2 = 20 11,2∙10 6 = 0,91 N2 J N J 14∙10 7 HE2 16. Коэффициенты запаса прочности при расчете по контактным напряжениям При вероятности неразрушения P (t) =0,98 имеем S H1 =1,1 S H2 =1,1 17. Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса при расчете на выносливость активных поверхностей зубьев, Мпа [o ] = o ° ∙ Z N1 = K1 K S IN 1 S H1 = 596 ∙ 0,88 = 476,8 1,1 [o ] = o ° ∙ Z N2 = K2 K S IN 2 S H2 = 490 ∙ 0,91 = 405,4 1,1 18. Расчетное допускаемое контактное напряжение для проектного расчета передачи, Мпа С учетом указаний для первого варианта термической обработки шестерни и колеса принимаем [o K ] = 405,4 19. Максимальное допускаемое контактное напряжение для проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках, Мпа [o K1 NA s ] = 2,8 ∙ ∙ o t1 = 2,8 ∙ 580 = = 1624 [o K2 NA s ] = 2,8 ∙ o t2 = = 2,8 ∙ 400 = 1120 20. Предел изгибной выносливости материалов, Мпа o ° = 1,8 ∙ НВ 1С =1,8 ∙ F S IN 1 ∙ 263 = 473,4 o ° = 1,8 ∙ НВ 2С =1,8 ∙ F S IN 1 ∙ 210 = 378 21. Коэффициент, учитывающий влияние способа получения заготовки Y Z1 =0,9 Y Z2 =1.0 Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 14 Продолжение таблицы 3 22. Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между смежными зубьями на их изгибную прочность При окончательной механической обработке зубьев шлифование рабочей и переходной поверхностей зубьев имеем Y R1 =Y R2 =1.2 23. Коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки Поскольку передача нереверсивная, принимаем Y A =1.0 24. Коэффициент эквивалентности при расчете по напряжениям изгиба, при q=6 T i q t i T K 6 t Ʃ T K 6 t Ʃ µ F = ( T ) ∙ t = ( T ) ∙ 0,3 t + (0,7 T ) ∙ 0,5 t + K Ʃ K Ʃ K Ʃ 6 + (0,3 T H ) ∙ 0,2 t Ʃ =0,3559 T H t Ʃ 25. Эквивалентные числа циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса при расчете по напряжениям изгиба N FE1 = µ F ∙ N K1 = 0,3559 ∙ 91 ∙ 10 7 = 32,4 ∙ 10 7 N FE2 = µ F ∙ N K2 = 0,3559 ∙ 28,9 ∙ 10 7 = 10,3 ∙ 10 7 26. Коэффициенты долговечности материалов шестерни и колеса при расчете по напряжениям изгиба Поскольку N FE1 > N FG =4*10 6 и N FE2 > N FG , тов в последующих расчетах с учетом ограничений принимаем минимальное значение коэффициента долговечности, те. Y N1 =Y N2 =Y Nmin =1 Коэффициент запаса прочности при расчете по напряжениям изгиба выбирают в зависимости от обработки При вероятности неразрушения P (t) =0,98 имеем S F1 =1,75 S F2 =1,75 28. Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса при расчете на выносливость, Мпа [o ] = o ° ∙ Y ∙ Y ∙ Y ∙ F N1 = F1 F S IN 1 Z1 R1 Æ S F1 = 473,4 ∙ 0,9 ∙ 1,2 ∙ 1,0 ∙ 1 ≈ 292,2 1,75 [o ] = o ° ∙ Y ∙ Y ∙ Y ∙ F N2 = F2 F S IN 2 Z2 R2 Æ S F2 = 378 ∙ 1,0 ∙ 1,2 ∙ 1,0 ∙ 1 ≈ 259,2 1,75 Изм Лист № документа Подпись Дата КПДМ 07.01.00.000ПЗ Лист 15 Продолжение таблицы 3 29. Максимальные допускаемые напряжения изгиба для проверки прочности зубьев шестерни и колеса при кратковременных перегрузках, МПа [o F1 NA s ] = 2,74 ∙ НВ 1С =2,74 ∙263 = 720,6 [o F2 NA s ] = 2,74 ∙ НВ 2С =2,74 ∙210 = 574,4 Итоговые результаты определения допускаемых напряжений для зубчатой передачи Расчетное допускаемое контактное напряжение для проектного расчета передачи, Мпа [o K ] = 405,4 Допускаемые напряжения при расчете на выносливость, Мпа [o F1 ] = 292,2 [o F2 ] = 259,2 Максимальные контактные напряжение для проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках, Мпа [o K1 NA s ] = 1624 [o K2 NA s ] = 1120 Максимальные допускаемые напряжения изгиба для проверки прочности при кратковременных перегрузках, МПа [o F1 NA s ] = 720,6 [o F2 NA s ] = 574,4 |