Автор работы: Пользователь скрыл имя, 24 Декабря 2012 в 09:05, курсовая работа
Работа содержит расчёт ремённой передачи и соосного редуктора
Рз = 6,6 кВт – мощность на выходном валу
з рад/с = 2,7 Угловая скорость на выходном валу
Режим работы – Т
Рэл.дв. =
где Рз = 6,6 кВт
nобщ определяется
nобщ = nрем . nред. = nрем . (n2з.п. . nпл.)
nрем. = 0,96-0,97 [1 стр 460 табл. 14.1]
принимаем 0,96
nз.п. = 0,99-0,98 [1 —“—]
принимаем 0,98 .
nп.п. = 0,99-0,995 [1 —“—]
принимаем 0,99.
Nобщ. = 9,96 . (0,982 . 0,992) = 0,89
Рэл.дв. = = 7,41 кВт
nз = = = 81 об/мин.
Иобщ. = Ирем.Иред.
Ирем. = 2 - 4 [1 стр.562 табл.14.2]
принимаем 2
Из.п.ред = 3 - 5 [1 —“—]
принимаем 5
Из.п.кон. = 2 - 3 [1 —“—]
принимаем 3
Иобщ. = 2 (5 3) = 30, отсюда обороты двигателя 2430 об/мин.
Принимаем двигатель АО2-42-2 7,5 кВт 2910 об/мин.
Иобщ. = = = 35,9
Разбиваем общее передаточное число по ступеням, принимая для Ирем. = 2 [1 стр.462 т.14.2]
Определяем Иред.
Иред. = = = 17,95 18.
Исходные данные:
Р = 7,5 кВт
И = 2
Nэ = 2910 об/мин
Режим работы Т.
По нормограмме [4. Рис.1] для заданных условий подходят ремни сечения А.
Технические характеристики - 11,0; - 13; То - 10,5; Sсеч. 0,81 см2; масса кг/м – 0,1; - 560-4000
= *р - *вн 33; dр не менее 90 [2 стр.263 т.9.4]
Расчетная длина 5604000 мм
min = 90 мм
Диаметр ведущего шкива d2 = И d1 = 2 125 = 250 мм. Совпадает со стандартными. Принимаем d2 = 250 мм.
И = = = 2,02
= 0,55(d1 + d2) + То
= d1 + d2
= 0,55(125 + 250) + 10,5 = 216,75 мм
= 125 + 250 = 375 мм
Принимаем переменное значение = 300 мм
;
Принимаем 1250 [5. Табл.2]
;
где Lр – расчетная длина ремня по нейтральному слою.
= (d1 + d2) = 588,7
L1 = 180 – 57 = 180 - 57 = 158,3
длины ремня СL = 0,92 [4. Табл.19]
режима работы Ср = 1,2 [4. Табл.1]
числа ремней СZ (предварительно Z = 3) СZ = 0,82 [4. Табл.20]
По таблице [4. Табл.6] номинальную мощность Ро для ремня сечения А расчетной длины Lр2 = 1220 мм при d1 = 125 мм, И = 2, n = 2910 об/мин, Р0 = 3.03 кВт.
Рр = Р0 = 3,03 = 2,2
По формуле 9.14 [2. стр.267 гл.9] определяем число ремней в приводе
Z = = = 4,15
Округляем до 4.
S0 =500 + mn*2,
где mn – погонная масса ремня по ГОСТ 1284.1 = 0,1 кг/м
* = [4. п 3.3.1 ф.2]
* = = 19,03 м/с
S0 =500 + 0,119,032 = 131,2 Н
Рn = 2 S0Z = 2 = 1028,6 Н
Но = оц = 4,66 = 13800
Ресурс передачи с ремнями 1 класса, имеющими оц 4,6 не соответствует т.3.
Переходим на ремни III класса.
Но = 7106 = 21000. Соответствует т.3.
Основные размеры шкивов:
Для d1: наружный диаметр dе = dр + 2в [7. ф.2]
dр = d1 = 125 мм
в = 4 мм [7. Табл.2]
dе = 125 + 8 = 133 мм.
Ширина шкива М1 = (n – 1) е + 2
n = 4 (количество ремней)
е = 15
* = 10 [7. Табл.2]
М = (4 – 1) 15 + 20 = 65 мм
Ширина ступицы L = 70 мм =* для электродвигателя АО-2-42.
Для d2 : наружный диаметр dе = 250 + 8 = 258 мм
Ширина шкива Ми = М1 = 65 мм
Ширину ступицы принимаем * = 82 мм [8. Прил.1]
а) первая ступень прямозубая
вторая ступень косозубая
б) корпус литой
в) смазка погружением колес в масляную ванну.
2) Пер. отношение между ступенями, учитывая смазку погружением в ванну. Т.к. редуктор соосный, межосевое расстояние обеих ступеней одинаковы. По условиям выбранной системы смазки диаметр колеса тихоходной ступени должен быть несколько большим, чем у быстроходной. Поэтому принимаем И2 И1, а именно И2 = 5, И1 = И/И2 = 18/5 = 3,6.
3) Назначаем материал зубчатых
колес: так как к габаритам
и весу нет повышенных
Т.О. для колес: улучшение НВ2 235-262,
σВ= 85 кг/мм2 σТ =55 кг/мм2; (σВ=850 МПа σТ=550МПа)
Для шестерни улучшения НВ 269-302 σВ=90 кг/мм2
σТ= 75 кг/мм2; (σВ=900 МПа σТ=750МПа)
Т.к. шестерня второй ступени наиболее нагружена назначим для зубьев азотирование HRC 55-67 26-30
4) Определяем допускаемые напряжения
По таблице 8.9
для шестерни I ступени 2270+70=610 МПа
для шестерни II ступени 1050 МПа
Коэффициент безопасности для колёс и шестерни
I ступени SH=1,1 для шестерни II ступени SH=1,2
Число циклов напряжений для II ступени по формуле 8.65
при с=1
Для 270 НВ (среднее)
По таблице
По формуле 8,64
При сравнении NHЕ и NHG, очевидно, что для колеса второй ступени NHG.
Т.к. все другие колеса вращаются быстрее, то аналогичным расчетам получим и для них
Допускаемые контактные напряжения для второй ступени определяем по материалу колеса, как наиболее слабому по формуле
Для шестерни I ступени
Для шестерни II ступени
Допускаемое контактное напряжение для III ступени, у которой
принимаем 1,25
Допускаемые напряжения изгиба: для колёс обеих ступеней
Для шестерни I ступени
Для шестерни II ступени
Определяем
Для колёс
Для шестерни I ступени
Для шестерни II ступени
Допускаемые напряжения при кратковременной перегрузке.
Предельные контактные напряжения для колес обеих ступеней
Для шестерни I ступени
Для шестерни II ступени
Предельные напряжения изгиба для обоих колес
Для шестерни I ступени = 2,74270 = 740 МПа
Дл шестерни II ступени = 1000 МПа
1 = 1/30 n1 =
1 = 3,14 1455/30 = 152,29 с-1
На промежуточном валу
На выходном валу редуктора
Предварительный расчет высчитываем по формуле
по рекомендации таблицы
;
По редуктору 40 округляем до 200.
принимаем 30
Модуль
принимаем 2
суммарное число зубьев
Число зубьев шестерни ;
Принимаем 33 Zmin = 17
Число зубьев колеса
Фактическое передаточное число
при этом
Делительные диаметры шестерни и колеса
Частота вращения колеса второй ступени
Окружная скорость
Назначаем 9 ступень точности
sin2α
[1а формулы 8,32 стр 150]
При х = 0 находим для шестерни = 3,9
для колеса = 3,52
Рас чет выполняем по колесу с меньшим
Расчет выполняем по колесу
Принимаем
Проверочный расчет на заданную перегрузку
К = 1,5- 4,0 принимаем 1,5
Максимальное напряжение изгиба
Условия прочности соблюдаются.
Расчет первой прямозубой пары.
Т.к. редуктор соосный 1 = 2
1 = 0,5(*2 + *1)
(*2 + *1) = 400 мм
87+313=400
Соосность соблюдена.
Для определения ширины колес используем формулу межосевого расстояния, решив ее относительно
Принимаем =30
Принимаем 3.
Сумма
Принимаем 29 z min 17
Фактическое передаточное число
Проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям
Частота вращения колеса I ступени =
Окружная скорость
Назначаем в степень точности
Проверочный расчет по напряжениям изгиба
Х = 0
Расчет выполняем по колесу
[1а формулы 8,19 стр 140]
Расчет на заданную перегрузку
Тmin = 1,5 167,6 = 251,4
Максимальное напряжение изгиба
Условия прочности соблюдаются.
Результаты расчетов сводим в таблицу, при этом ширину шестерней назначаем
+ 3 10 мм относительно 2
Параметр |
Ступень редуктора | |||
I |
II | |||
Межосевое расстояние |
1, мм |
200 |
200 | |
Ширина колеса |
2 , мм |
80 |
60 | |
Ширина шестерни |
в1, мм |
83 |
63 | |
Модуль нормальный |
mn, мм |
3 |
2 | |
Угол наклона |
0 |
7о27’36” | ||
Число зубьев шестерни |
Z1 |
29 |
33 | |
Число зубьев колеса |
Z2 |
105 |
167 | |
Делительный диаметр шестерни |
*1, мм |
87 |
66 | |
Делительный диаметр колеса |
*2, мм |
313 |
334 |
Разработка чертежа редуктора
* меньше посадочного отверстия шкива = 40 мм
Принимаем *1 = 30 мм.
Принимаем диаметр под уплотнение *2 = 45 мм. Высота заплечика 2,5 мм обеспечит упор торца ступицы шкива по соосной торцевой поверхности.
Диаметр вала под подшипник принимаем равным диаметру под уплотнение *2 = *3 = 45 мм. Свободный проход по шейке *2 обеспечим за счет разности допусков (
Выбираем тип опор с фиксацией перемещения вала в одну сторону.
Принимаем шарикоподшипник «309» средней узкой серии * = 45 мм, D = 100мм, В = 25 мм, = 2,5.
Диаметр заплечика *4 = 54 мм
Шестерню, согласно рекомендациям, изготовим за одно целое с валом.
Наружный диаметр шестерни ** = *1 + 2min (1 + х)
** = 87 + 6 = 93 мм
Диаметр окружности впадин зубьев
** = * -2min (1,25 – х)
** = 87 – 6 1,25 = 79,5 мм.
Инструменту обеспечен свободный выход.
Зазор между колесом и внутренней стеной корпуса 0,6, где - толщина стенки в нижней части корпуса
Тm*x = 2Тном. = 2821 = 1642 Нм
Принимаем = 8 мм
= 0,6 = 4,8 мм. Принимаем = 5 мм
Размер гнезда подшипника
L = + k1 + (35) мм
k1 = 3*2 = 3 12 = 36 мм
*2 = 0,8*1 диаметр стяжного болта.
Принимаем болты М16.
*2 = 0,8*1 = 12,8
Принимаем болты М12.
L = 8 + 36 + 3 = 47 мм
Крышки гнезд подшипников – накладные.
Толщина фланца h1 = 10 мм
Толщина прокладок 1 1,5-2 мм Принимаем 1 - 1,5.
Между торцом ступицы шкива и крышкой зазор h = 6 10 мм. Принимаем 10 мм.
Длина L2 шейки вала с нормальным диаметром 45 мм. С учетом неровностей и возможной неточности положения литой стенки подшипник следует отодвинуть от края на 2 = 36 мм. Принимаем 2 - 5.
L2 = L + 1 + h1 - 2 = 47 + 1,5 + 10 – 5 = 53,5 мм. Принимаем 55 мм.
Длину L1 принимаем 110 мм, в которую входит участок под ступицу шкива. L1' = 82 мм и резьбовый конец 28 мм с М 30х2
*4 определяем из чертежа.
*4 = 10 мм
По крутящему моменту на выходном валу предположительно будет использована муфта МУВП-60, посадочный диаметр 60 мм.
Диаметр под подшипник и уплотнение принимаем 65 мм.
Принимаем с обоих концов вала одинаковые подшипники «313» средней узкой серии.
* = 65 мм; D = 140 мм; В = 33 мм; N = 3,5 мм; *3 = 65 мм
Т.к. крепление подшипников на валах не требуется (используем распорную втулку), принимаем 3 = 5 мм, ширину буртика *8 = 3 + 2 = 10 мм