Кафедра теоретичної і будівельної механіки


Скачати 171.32 Kb.
НазваКафедра теоретичної і будівельної механіки
Дата21.03.2013
Розмір171.32 Kb.
ТипДокументи
bibl.com.ua > Інформатика > Документи
МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ, МОЛОДІ ТА СПОРТУ УКРАЇНИ

ХАРКІВСЬКА НАЦІОНАЛЬНА АКАДЕМІЯ

МІСЬКОГО ГОСПОДАРСТВА

Кафедра теоретичної і будівельної механіки




РЕДУКТОР

Розрахунки курсового проекту

з прикладної механіки

ЕТ 21 – Ц210 – 5,8 – 21Y3 – 002РР

Студентки 2 курсу


групи ОПЕТ2010-1

факультету ЕТ

Боровок М. С.
Керівник проектування

Кузнецов О.М.
2012

Зміст

1. кінематичний розрахунок і вибір двигуна

1.1. Ескіз і завдання розрахунку

1.2. Дані для розрахунку

1.3. Розрахунок

1.4. Використання ПЕОМ для кінематичного розрахунку і вибору двигуна

1.5. Висновки

2. Розрахунок зубчастої передачі

2.1. Ескіз і завдання розрахунку

2.2. Дані для розрахунку

2.3. Розрахунок

2.4. Висновки

3. Розрахунок підшипників, вала і шпоночного з’єднання

3.1. Ескіз і завдання розрахунку

3.2. Дані для розрахунку

3.3. Розрахунок

3.4. Висновки

Література

Додаток 1. Технічне завдання

Додаток 2. Матеріали розрахунку на ПЕОМ

Додаток 3. Компоновка редуктора

Додаток 4. Аркуш зауважень

1. кінематичний розрахунок і вибір двигуна
1.1. Ескіз і завдання розрахунку

Кінематична схема привода зображена на рис. 1.

рис

Рис. 1


1 – шестерня; 2 – коліща; 3 – електродвигун (ЕД); 4 – вал ротора ЕД; 5 – муфти;

6 – швидкохідний вал редуктора; 7 – тихохідний вал; 8 – опори валів (підшипників);

9 – корпус редуктора; 10 – робочий орган
Задачами розрахунку є вибір ЕД для привода, а також розрахунок кутових швидкостей, частот обертання і крутних моментів на валах.

1.2. Дані для розрахунку

1.2.1. Крутний момент, необхідний робочому органу, Т2=380 Н∙м.

1.2.2. Частота обертання вихідного вала n2 =124 хв.-1

1.2.3. Синхронна частота обертання двигуна nес =750 хв.-1

1.3. Розрахунок

1.3.1. ККД привода

η= ,

η=0,9902∙0,980∙0,9802=0,922

Де ηпк= 0,990 - ККД пари підшипників кочення (ПК);

ηзп= 0,980 – ККД зубчастої передачі (ЗП);

ηм= 0,980 – ККД муфти (М)
1.3.2. Кутова швидкість ведомого вала

ω72=10=

ω7==12,9 (с-1)

Де: n2 - частота обертання вихідного вала.

1.3.3. Потужність потрібна робочому органу

Р10=

=380*12,9=4902 (Вт)

Де: - крутний момент, необхідний робочому органу;

- кутова швидкість ведомого вала.

1.3.4. Потрібна потужність на ведомому валу

Р4=

Р4==5316,7(Вт)=5,3(кВт)

Де: - потужність потрібна робочому органу;

- ККД привода.

1.3.5. Згідно Таблиці 1 вибираємо двигун із заданою синхронною частотою обертання nес=750хв.-1, найближчою більшою потужністю Ред=5,50 кВт, типу 4A132М8У3 з робочою частотою обертання nер=720хв.-1

Таблиця 1


Ред

Синхронна частота обертів, хв.-1

1500

1000

750

позначка

nер

позначка

nер

позначка

nер

2,2







4A100L6Y3

950

4A112MA8Y3

700

3







4A112MA6Y3

955

4A112MB8Y3

700

4

4A100L4Y3

1430

4A112MB6Y3

950

4A12358Y3

720

5,5

4A112M4Y3

1445

4A132S6Y3

965

4A132M8Y3

720

7,5

4A132S4Y3

1455

4A132M6Y3

970

4A160M8Y3

730

11

4A132M4Y3

1460

4A160S6Y3

975

4A160M8Y3

730

15

4A160S4Y3

1465

4A160M6Y3

975

4A180M8Y3

730

18,5

4A160M4Y3

1465

4A180M6Y3

975

4A200M8Y3

735

22

4A180S4Y3

1470

4A200M6Y3

975

4A200L8Y3

735

30

4A180M4Y3

1470

4A200L6Y3

980

4A225M8Y3

735

37

4A200M4Y3

1475













45

4A200L4Y3

1475













1.3.6. Передаточне число редуктора

u*=

u*==5,8

Де: n2 - частота обертання вихідного вала;

nер - робоча частота обертання двигуна.

1.3.7. Кутова швидкість ведучого вала

ω34=61=

ω3==75,4(с-1)

Де: nер - робоча частота обертання двигуна.

1.3.8. Крутний момент на швидкохідному валу

T1=

Т1==71,02 Н∙м.

Де: - крутний момент, необхідний робочому органу;

- передаточне число редуктора;

– ККД привода.

1.4. Висновки

Вибрано двигун 4A132М8У3 потужністю 5,3 кВт з робочою частотою обертання 720 хв.-1; кутові швидкості валів 75,4 с-1, 12,9 с-1; частоти обертання 720 хв.-1; 124 хв.-1; крутні моменти 71,02 Н∙м, 380 Н∙м; передаточне число 5,8.
2. розрахунок зубчастої передачі
2.1. Ескіз і завдання розрахунку

Ескіз передачі наведений на рис. 1.

Завданням міцнісного розрахунку є обчислення основних геометричних параметрів передачі і ступеню точності виготовлення, що забезпечують відсутність пошкоджень зубців. Завдання геометричного розрахунку – обчислення похідних параметрів передачі.

2.2. Дані для розрахунку

2.2.1. Передаточне число (п. 1.3.6).

2.2.2. Крутний момент на коліщаті (ТЗ).

2.2.3. Коефіцієнт ширини (ТЗ).

2.2.4. Розташування зубчастих коліс відносно опор – симетричне (рис. 1).

2.2.5. Матеріал шестерні й коліщати – сталь 45; термообробка – покращення; твердість за Брінеллем: шестерні , коліщати .

2.2.6. Попередній коефіцієнт навантаження ; допоміжний коефіцієнт .

2.2.7. Частота обертання шестерні п1 = 720 хв.-1 (кутова швидкість с-1, п. 1.4).

2.3. Розрахунок

2.3.1. Межі дотичної витривалості при базовому числі циклів:

матеріалу шестерні

МПа,

матеріалу коліщати

МПа.

Допустимі дотичні напруження:

для шестерні

МПа,

для коліщати

МПа,

де = 1 – коефіцієнт довговічності;

- коефіцієнт змащування, шорсткості дотичних поверхонь зубців, колової швидкості, перепаду твердості, розмірів коліс.

Розрахункові допустимі дотичні напруження

МПа

(вимога МПа МПа виконується).

2.3.2. Міжосьова відстань, попередня, із умови дотичної витривалості

мм;

приймають мм.

2.3.3. Нормальний модуль

мм;

приймають m = 3 мм

2.3.4. Число зубців:

шестерні

,

коліщати



де - попередній кут нахилу,

приймають , .

Фактичне передаточне число

.

2.3.5. Кут нахилу зубців



.

Коловий модуль

мм.

2.3.6. Розподільні (початкові) діаметри:

шестерні

мм,

коліщати

мм.

Діаметр верхівок зубців:

шестерні

мм,

коліщати

мм.

Ширина вінця:

коліщати

мм,

шестерні

мм = 66б15+4=70,15 мм;

приймають мм, мм.

2.3.7. Складові сили взаємодії зубців:

колова

Н,

осьова

Н,

радіальна

Н.

де - кут зачеплення.

2.3.8. Колова швидкість на ділильному циліндрі

м/с.

Приймають 8-й ступінь точності виготовлення зубців.

Відношення



2.3.9. Коефіцієнти факторів розрахункового дотичного навантаження: зовнішній ; динамічності ; розподілу по дотичним лініям ; розподілу між зубцями :

.

2.3.10. Коефіцієнти факторів дотичної міцності:

(МПа)-0,5;

форми поверхні зубців у полюсі

;

сумарної довжини дотичних ліній



2.3.11. Номінальні контактні напруження

МПа.

Розрахункові дотичні напруження в полюсі зачеплення

МПа.

2.3.12. Межі витривалості при згині, що відповідають базовому числу циклів:

матеріалу шестерні

МПа,

матеріалу коліщати

МПа.

Межі витривалості зубців при згині:

шестерні

МПа,

коліщати

МПа,

де коефіцієнти: - технології,

- заготовки (для прокату);

- шліфування;

- зміцнення;

- одностороннього навантаження.

Допустимі напруження при згині:

шестерні

МПа;

коліщати

МПа,

де коефіцієнти: - довговічності;

- шорсткості при зубофрезуванні;

розмірів коліщат

,

;

чутливості до концентрації

;

- запас міцності.

2.3.13. Коефіцієнти факторів розрахункового навантаження: динамічності ; розподілу за дотичними лініям ; розподілу між зубцями :

.

2.3.14. Еквівалентні числа зубців:

шестерні

,

коліщати

.

Коефіцієнти форми зубців:

шестерні , коліщати . Осьовий крок

мм.

Коефіцієнт осьового перекриття

.

Коефіцієнт нахилу зубців (

;

приймають .

Коефіцієнт торцового перекриття

.

Коефіцієнт, який враховує перекриття



=1/1б65=0,6

2.3.15. Розрахункові місцеві напруження при згині:

зубців шестерні

МПа;

зубців коліщати

МПа;

2.4. Висновки

Зубчаста передача з параметрами и = 5,8; ; ; m = 3 мм; ; мм; мм; мм; мм;

мм відповідає умовам: дотичній стомленій міцності, тому що МПа МПа, і стомленій міцності на згин, тому що

МПа МПа, МПа МПа.


3. розрахунок підшипників, вала і шпоночного з’єднання

3.1. Ескіз і завдання розрахунку

Схема для розрахунку наведена на рис. 2.

Завдання розрахунку підшипників кочення полягає в знаходженні їх ресурсу і співставленні його з заданим числом годин роботи редуктора; завдання розрахунку ведомого вала на міцність – обчислення запасів міцності в небезпечних перерізах; завдання розрахунку шпоночного з’єднання – знаходження його навантажувальних можливостей і порівняння їх з потрібними.

3.2. Дані для розрахунку

3.2.1. Занижені допускаємі напруження при умовному розрахунку на кручення [τ]=25 МПа.

3.2.2. Коефіцієнт обертання V=1.

3.2.3. Коефіцієнт безпечності при розрахунку підшипників кочення (ПК) Kδ=1,2.

3.2.4. Температурний коефіцієнт для t°≤100° - KT=1.

3.2.5. Матеріал ведомого вала – сталь 45 з межами витривалості: при згині σ-1= 270 МПа, при крученні τ-1= 150 Мпа; коефіцієнт чутливості до асиметрії цикла ψτ=0,05 і межею міцності σ=610 МПа.

3.2.6. Допустимі напружені зминання в шпоночному з’єднанні [σ]=100 МПа.

3.2.7. Навантаження: крутний момент на валу T2=380 Н.м; зусилля в зачепленні: колове Ft=2122,91 Н, радіальне Fr=794 Н, осьове Fa=517 Н.

3.2.8. Частота обертання вала n2=124 хв.-1

3.2.9. Ділильний діаметр коліщати d2=358,23 мм; ширина коліщати b2=66,15 мм

3.2.10. Компоновка редуктора (додаток 3).
3.3. Розрахунок

3.3.1. Діаметр кінця швидкохідного вала, попередній

=

==30мм,

де de- 38 мм – діаметр кінця вала ЕД 4А160S6Y3;

dКБ ДСТ -22 мм – діаметр кінця швидкохідного вала стандартного редуктора, вибраного за крутним моментом T1=71,02 Н.м, який він передає. Приймають dКБ=30 мм .

3.3.2. Діаметр кінця швидкохідного вала, попередній

=

Приймають dКТ=50 мм, довжина кінця вала (для короткого виконання) lКТ=82 мм.

3.3.3. Діаметр шипів тихохідного вала

dПТ = dКТ+(2…5)

dПТ = 50+5=55 мм.

За діаметром шипів попередньо вибирають кульковий радіальний однорядний ПК № 211 із зовнішнім діаметром DПТ=100 мм, внутрішнім діаметром dПТ=55 мм, шириною ВПТ=21 мм, радіусом скруглення rПТ=25 мм, базовою радіальною динамічною вантажопідйомністю Сr=22,2∙ Н і базовою радіальною статичною вантажопідйомністю Cor=34,4∙ Н.

3.3.4. Діаметр підматочної частини вала, що дорівнює діаметру заплечика під ПК, dT=(62…65) мм; приймають dT=62 мм. Довжину під маточної частини вала під коліщам приймають рівною ширині вінця LCT=b2=66,15 мм, так як dT=62 мм ≤ LCT=66,15 мм.
безымянный.png

3.3.5. Відстані від центрів ПК до площини симетрії коліщати (рис. 2).
L2= + z +

L2= + 14 + =57,6мм,

де Z=14 мм – щілина між торцями коліщати і ПК.

Відстань від центра ПК “А” до середини кінця вала

L1=(BФЛ+(10…15)+) –

L1=(31 + 14+ ) – =75,5 мм,

де ВФЛ=31 мм – ширина фланця;

14 мм – щілина між деталлю, що обертається на кінці вала, і зовнішньою поверхнею корпуса.

3.3.6. Консольне навантаження на кінець вала

FK=125∙

FK= 125∙ =2437Н.

Згинний момент від осьової сили

MbFa=

MbFa==930∙102Н∙мм.

3.3.7. Сума моментів сил відносно AY:

,

звідки горизонтальна складова реакції в опорі BY:

FRBY=

FRBY= = - 410 Н

Сума моментів сил відносно BY:


Звідки горизонтальна складова реакції в опорі АY :

FRAY=

FRAY==1204 H

Перевірка:





Сума моментів сил відносно AZ:



звідки вертикальна складова реакції в опорі BZ:

FRBZ=

FRBZ==2659 Н.

Сума моментів сил відносно BZ:

,

звідки вертикальна складова реакції в опорі AZ:

FRAZ=

FRAZ==2979 H.

Перевірка:



0

Реакції в опорах вала (повні радіальні)

FRA=

FRA==3213 H,

FRB=

FRB=

3.3.8. Відношення осьової складової реакції FRAX= - Fa до базової статичної радіальної вантажопідйомності ПК

= = 0,015.

Граничне значення відношення, що обумовлює вибір коефіцієнтів радіального і осьового навантаження е = 0,31 .

Відношення осьової складової до повної радіальної реакції в найбільш навантаженій опорі А

==0,16≤ e.

Коефіцієнти радіального і осьового навантаження

X= Y= якщо

Приймаємо Х = 1, Y = 0.

Еквівалентне динамічне радіальне навантаження

Pr=(XVFRA+YFRAX)∙KБ∙КТ;

Pr=(1∙1∙3213+0)∙1,2∙1=3856 Н.

Базова довговічність ПК № 211

L10=;

L10==191 млн. обертів.

90%-ний ресурс ПК № 211

L10h=

L10h==26∙103 годин.
Оскільки ресурс ПК більше заданої довговічності редуктора Lh=8∙103 годин вибір ПК прийнятний.

3.3.9. Згинний момент в точці OY зліва (FRAX>FROY)
MBOY=FRAY∙l2;

MBOY=1204∙57,6=69∙103 Н∙мм.

Згинний момент в точці OZ

BBOZ=FRbZ∙l2;

BBOZ=2659∙57,6=153∙103 Н∙мм.

Згинний момент в точці AZ

BBAZ=FK∙l1;

BBAZ=244*10∙75,5=184∙103 Н∙мм.

Сумарні згинні моменти:

в точці А

MbA=MbAZ=184∙103 Н∙мм;

в точці О

MbO=;

MbO==168∙103 Н∙мм.

3.3.10. Моменти опору згину в перерізах А і О:

WA=0,1∙;

WA=0,1∙553=16,64∙103 мм3;

WO=0,1∙

WO=0,1∙623=23,83∙103 мм3.
Амплітуди нормальних напружень згину вала в перерізах А і О:

σaA=;

σaA==10,8 МПа;

σaO=;

σaO==7,05 МПа.

Моменти опору крученню перерізів А і О:

WpA=0,2∙;

WpA=0,2∙553=33,3∙103 мм3

WpO=0,2∙;

WpO=0,2∙623=47,6 мм3.

Амплітуди і середні значення дотичних напружень від кручення в перерізах А і О при нереверсивній роботі

τaAmA==;

τaA==5,72 МПа.

τaOmO==;

τaO==3,98МПа.

3.3.11. Коефіцієнти концентрації напружень в посадках з натягом для σв<700 МПа: KД=2,4,Кτ=1,8. Масштабні фактори для dПТ≈dT=59 мм, ετ=0,7; εσ=0,8.

Запас міцності за нормальними напруженнями згину в небезпечному перерізі A(так як σaA> σaO і τaA> τaO)

SσA=

SσA==8,3
Запас міцності за дотичними напруженнями кручення в небезпечному перерізу A (без реверсу)

SτA=;

SτA==17,74.

Загальний запас міцності вала в перерізі A

SA=;

SA=.

3.3.12. Навантажувальна здатність шпоночного з’єднання

[T2ШП]=;

[T2ШП]==800∙103 Н∙мм = 800 Н∙м,

Де hШП=12мм – висота шпонки;

lШП=80 мм – розрахункова довжина шпонки для dКТ=50 мм.

3.4. Висновки

Розрахунковий ресурс найбільш навантаженого ПК 29,2 тис. годин- більше заданої довговічності.

Умова міцності вала виконана, оскільки запас міцності в небезпечному перерізу 7,5 - більше мінімального Smin=1,8.

Навантажувальна здатність шпоночного з’єднання 800 Н∙м – в 2,1 рази більше передаваного крутного моменту.

Схожі:

ЗАТВЕРДЖУЮ
Програму затверджено на кафедрі теоретичної механіки, машинознавства та роботомеханічних систем №7 від “ 28 ” січня 2015 р
Інформаційні системи і технології на виробництві
Лектор: Морозова О.І., доцент кафедри теоретичної механіки, машинознавства та роботомеханічних систем, к т н
Тема: Історія механіки. Початковий етап розвитку механіки (2 год.)
Загальні уявлення про механічну форму руху в механіці. Джерела класичної механіки
Дарчук Н. П. Комп’ютерна лінгвістика (автоматичне опрацювання тексту) : підручник / Н. П. Дарчук
Київський Національний Лінгвістичний Університет, Кафедра теоретичної і прикладної лінгвістики та української філології
НАКА З
України», та керуючись постановою Кабінету Міністрів України від 23. 05. 2011 № 549 «Про утворення територіальних органів Державної...
Є актуальною через недостатню повноту дослідження її аспектів з боку...
Нвестиційної привабливості підприємств будівельної галузі. Визначена система основних чинників та запропоновані показники, які характеризують...
Цієї презентації Елементи квантової механіки. Цей розділ містить...
...
Цієї презентації Елементи квантової механіки. Цей розділ містить...
Я, Пешеходіна Маріанна Аліханівна, учениця 11-Б класу 4 групи УМЛ НМУ імені О. О. Богомольця. В майбутньому мрію стати лікарем! Захоплююсь...
МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ, МОЛОДІ ТА СПОРТУ УКРАЇНИ Дніпропетровський...
Програма комплексного кваліфікаційного екзамену охоплює теми фундаментальних дисциплін з історії, які забезпечують базовий рівень...
ПОЛОЖЕННЯ ПРО ІНСПЕКЦІЮ ДЕРЖАВНОГО АРХІТЕКТУРНО-БУДІВЕЛЬНОГО КОНТРОЛЮ...
НСПЕКЦІЯ ДЕРЖАВНОГО АРХІТЕКТУРНО-БУДІВЕЛЬНОГО КОНТРОЛЮ У МИКОЛАЇВСЬКІЙ ОБЛАСТІ (далі – Інспекція) є територіальним органом Державної...
Додайте кнопку на своєму сайті:
Портал навчання


При копіюванні матеріалу обов'язкове зазначення активного посилання © 2013
звернутися до адміністрації
bibl.com.ua
Головна сторінка