Детали машин

Содержание:

Введение………………………………………………………………………………5

1 Кинематический и  силовой расчёт………………………………….…………….6

1. Схема привода…………………………………………………….…………….6
2. Выбор электродвигателя……………………………………………………….7
1. Определение требуемой мощности электродвигателя…………………….…7
2. Определение требуемой частоты вращения вала…………………….....……7

1.2.3 Выбор электродвигателя………………………………………………….……7

3. Определение передаточных отношений отдельных передач………………..8
4. Кинематический и силовой расчёт………………………………………….…8
1. Определение мощностей на валах……………………………..………….….8
2. Частота вращения валов привода…………………………………..…….…..9
3. Скорость вращения валов…………………………………………..………...9
4. Моменты………………………………………………………………..……..9
2. Порядок расчёта цилиндрической зубчатой передачи………………………….11
1. Схема передачи; исходные данные; цель расчёта…………………………..…11
2. Критерий работоспособности и расчёта передачи………………………..…...11
3. Выбор материалов зубчатых колёс……………………………………..………12

2.4 Расчёт допускаемых  напряжений……………………………………….……...12

2.4.1 Расчёт допускаемых  контактных напряжений………………………..……..12

2.4.2 Расчёт допускаемых  изгибных напряжений…………………………..……..13

2.4.3 Расчёт допускаемых  предельных напряжений………………………..……..14

2.5 Ориентировочный расчёт  передачи……………………………………………15

2.6 Расчёт передач косозубыми  цилиндрическими колёсами по  контактным

 напряжениям……………………………………………………………………20

2.7 Определение геометрических размеров передачи………………………..…  20

2.8 Проверочные  расчёты передач…………………………………………….…....21

2.8.1 Определение окружной  скорости…………………………………….……....21

2.8.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям……………………..….21

2.8.3 Проверочный расчёт по напряжениям  изгиба………………………..……..21

2.9 Итоговая таблица параметров ………….……………………….……..………22

2.10 Расчет цепной передачи …………………………………………...……….…23

4 Предварительный расчёт валов……………………………………………..……26

4.1 Быстроходный (входной) вал 1……………………………………………..…..26

4.2 Промежуточный вал 2-3…………………………………………………..….…26

4.3 Выходной вал 4……………………………………………………………..……27

5 Подбор и проверка шпонок………………………………………………….……27

6 Выбор и проверка муфты…………………………………………………….…...29

7 Выбор типа подшипников и проверочный расчет подшипников………………30

7.1 Подбор подшипников……………………………………………………….…...30

7.2 Проверка долговечности подшипников………………………………………..32

8 Конструктивные размеры корпуса редуктора…………………………..……....35

9 Уточнённый расчёт вала………………………………………………...………..36

10 Выбор смазки…………..……….………………………………….…..….……..40

11 Подбор посадок и допусков……………………………………………..…..…..41

12 Сборка и регулировка редуктора……………………………………………….42

Список использованных источников ……………………………………….……..44

ВВЕДЕНИЕ

Согласно задания требуется  разработать привод мешалки кормов, состоящей из электродвигателя, двухступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора и цепной передачи.

Требуется выбрать электродвигатель, рассчитать зубчатые и цепную передачи, спроектировать и проверить пригодность шпоночных соединений, подшипников, разработать общий вид редуктора, разработать рабочие чертежи деталей: корпуса редуктора, промежуточного вала, зубчатого колеса быстроходной ступени, крышек подшипников.

Электродвигатель выбирается исходя из потребной мощности и частоте вращения. Зубчатые передачи рассчитывается по условиям контактной и изгибной выносливости зубьев, проверяется на статическую прочность. Валы проектируются из условия статической прочности (ориентировочный расчет) и проверяются  на выносливость по коэффициенту запаса прочности. Параметры цепной передачи принимаются по результатам расчета на тяговую способность.

Шпоночные соединения проверяются  на  смятие и размеры принимаются  в зависимости от диаметра соответствующего участка вала. Пригодность подшипников оценивается долговечностью по динамической грузоподъёмности. Типовой размер муфты определяется исходя из передаваемого момента, частоты вращения соединяемых валов и условий эксплуатации.

Форма и размеры деталей редуктора и рамы привода определяются конструктивными и технологическими соображениями, а также выбором материалов и заготовок.

При расчёте и проектировании ставится цель получить компактную, экономичную и эстетичную конструкцию, что может быть достигнуто использованием рациональных материалов для деталей передач, оптимальным подбором передаточного числа передач, использованием современных конструктивных решений, стандартных узлов и деталей при проектировании привода.

 

 

      1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ  И СИЛОВОЙ РАСЧЁТ

  

 1.1Схема привода

 

Рисунок 1.1 – Расчетная  схема привода

 

1.2 Выбор электродвигателя

          1.2.1 Определение требуемой мощности электродвигателя

Р’_эд = Р_вых / h_общ ,

где h_общ – общий КПД привода;

Р_вых – мощность на выходном валу привода, кВт.

h₁₂– КПД передачи 1-2;

h₃₄– КПД передачи 3-4;

h_ц – КПД цепной передачи;

h_п – КПД пар подшипников;

h_м – КПД муфты;

h_общ = 0.97 ×0.97 × 0.98 × 0.93 × 0.99⁴= 0.82

Р_вых= М×ω , где М – крутящий момент на звёздочке, Н ;

ω – угловая частота вращения цепи конвейера, рад/с;

 рад/с.

Р_вых = 1200 × 2,62= 3144 Вт.

Р’_эд = Вт.

1.2.2Определение требуемой  частоты вращения вала

    n_э.тр = n_вых×i₁₂×i₃₄×i₅₆ где, i₁₂ – передаточное отношение передачи 1-2

    i₃₄ – передаточное отношение передачи 3-4; i₅₆ - передаточное отношение передачи 5-6;

    n_вых – требуемая частота вращения на выходе привода

      об/мин по условию проекта.

         n_э.тр= 25*5,6*4,3*2,5=1500 об/мин

1.2.3 Выбор электродвигателя

На основании выполненных расчётов выбираем электродвигатель по следующему условию:

n_эд≈ n’_эд,

Р_эд ≥Р’_эд

Выбираем электродвигатель RAM112М4/1420

Р = 4 кВт , n = 1420 об/мин , d = 28 мм , Т_пуск /Т_ном = 2,2

 

 

Рисунок 1.2 – Эскиз электродвигателя

 

3. Определение передаточных отношений отдельных  передач

Общее передаточное отношение  равно:

i₁₆= n_эл.дв / n_вых = 1420/25 = 56,8

i_ред = i₁₂ * i₃₄ = 5,6 *4,3 =24,08

i₃₄  = i_ред =

i₁₂= i_ред / i₃₄ = 24/4,41 = 5,44

i₅₆= i₁₆ / i_ред = 56,8/24 = 2,37

где i₁₂, i₃₄– номинальные передаточные отношения

4. Кинематический и силовой расчёт

1.4.1 Определение мощностей  на валах

P₁=P^’_эд ×h_м×h₁₂

Р₁ = 3834 ×0,98×0,97 =  3645 Вт

Р₃ = Р₁×h₂₃×h_п

Р₃ = 3645×0,97×0,99 = 3450 кВт

Р₆ = Р₅₆×h₅₆×h_п

Р₆ = 3450 ×0,93×0,99 = 3222 кВт

где Р₁, Р₃, Р₆– мощности на соответствующих валах.

, что приблизительно соответствует полученным результатам.

 

   1.4.2 Частота вращения валов привода

n₁ = n_эд

n₁ = 1420об/мин

n₂₃ = n₁/i₁₂

n₂₃ = 1420/5,44 = 261 об/мин

n₄₅ = n₂₃/i₃₄

n₄₅ = 261 /4,41 = 59,2 об/мин

n₅₆ = n₄₅/i₄₅

n₆ = 59,2 /2,37 = 24,97 об/мин

3. Скорость вращения валов

w = p×n / 30

w₁ = 3.14 × 1420 / 30 = 148,63 рад/с

w₂₃ = 3.14 × 261/ 30 = 27,32 рад/с

w_{4 5}= 3.14 × 59,2 / 30 = 6,2 рад/с

w₆= 3.14 × 24,97 / 30 = 2,61 рад/с

1.4.4 Крутящие моменты на валах

Т = Р/w

Т₁ = 3834/148,63 = 25,8 Н×м,

Т₂₃ = 3645/27,32 = 133,4 Н×м

Т₄₅ = 3450/6,2 = 556,5 Н×м

Т₆ = 3222/2,61 = 1234,5 Н×м

 

 

 

 

 

 

Результаты кинематического и  силового расчёта:

   Таблица 1.1

Передача	Передаточ ное Отношение, U	Вал	Частота вращения n, об/мин	Угловая скорость w, рад/с	Момент          Т,       Н·м
1 - 2	5,44	1	1420	148,63	25,8
		2-3	261	27,32	133,4
3 - 4	4,41
		4-5	59,2	6,2	556,5
5 - 6	2,37	6	24,97	2,61	1234,5

 

 

2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

     2.1 исходные данные; цель расчёта

 

Исходные данные (Таблица 1.1): Т₁ = 25,8 Н*м; Т₂₃ = 133,4 Н*м;

Т₄₅ = 556,5 Н*м; w₁ = 148,63 об/мин;   w₂₃ = 27,32 об/мин;  w₄₅ = 6,2 об/мин.

Цель расчёта:

1. Выбор материала зубчатых колёс
2. Определение основных параметров и размеров зубчатых венцов
3. Назначение степени точности зубчатых колёс
2. Критерий работоспособности и расчёта передачи

Зубчатые передачи выходят  из строя в основном по причине:

- Усталостного выкрашивания  рабочих поверхностей зубьев

-  По причине усталостной  поломки зуба

-  Возможны статические  поломки 

Если передача закрытая (работает в редукторе), с не очень  высокой твёрдостью рабочих поверхностей зубьев HRC < 45 HRC, то наиболее вероятной причиной выхода передачи из строя будет усталостное выкрашивание рабочих поверхностей  зубьев, и основной (проектный) расчёт следует вести из условия ограничения контактных напряжений.

s_Н < [s_Н]

А если передача открытая или закрытая, но с высокой твёрдостью рабочих поверхностей зубьев HRC > 55, то наиболее вероятной причиной выхода из строя следует считать усталостную поломку зубьев, и основной (проектный) расчёт следует вести из условия ограничения напряжений у ножки зуба (изгибных напряжений).

s_F < [s_F]

Во всех случаях необходима проверка на статическую прочность.

  

 

    2.3 Выбор материалов зубчатых колёс

 

   Таблица 2.1

Звено	Марка	Dзаг, мм	ТО	Твёрдость		Средняя твердость	sт, МПа
				Сердцевина	пов-сть
Шестерня 1, 3	Сталь 40Х	до 125	Улучшение + ТВЧ	269..302	269..302	47,5HRC	750
Колесо 2, 4	Сталь 40Х	до 125	Улучшение	235..262	235..262	285,5HB	750

 

2.4 Расчёт допускаемых напряжений

   2.4.1 Расчёт допускаемых контактных напряжений

[s]_H = 0.9 × s_{H lim} / S_H,

где S_H - коэф. безопасности (S_H=1.1);

s_{H lim}  - предел контактной выносливости зубьев, соответствующий эквивалентному  числу циклов перемены напряжений, Н/мм²;

s_{H lim =}s_{H lim B} × K_HL,

где s_{H lim в} - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/ мм²;

K_HL - коэффициент долговечности.

K_HL = ,

где N_HO – базовое число циклов перемены напряжений;

N_HЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжений.