Поможем в ✍️ написании учебной работы

Имя

Поможем с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой

Выберите тип работыЧасть дипломаДипломная работаКурсовая работаКонтрольная работаРешение задачРефератНаучно - исследовательская работаОтчет по практикеОтветы на билетыТест/экзамен onlineМонографияЭссеДокладКомпьютерный набор текстаКомпьютерный чертежРецензияПереводРепетиторБизнес-планКонспектыПроверка качестваЭкзамен на сайтеАспирантский рефератМагистерская работаНаучная статьяНаучный трудТехническая редакция текстаЧертеж от рукиДиаграммы, таблицыПрезентация к защитеТезисный планРечь к дипломуДоработка заказа клиентаОтзыв на дипломПубликация статьи в ВАКПубликация статьи в ScopusДипломная работа MBAПовышение оригинальностиКопирайтингДругое

Нажимая кнопку "Продолжить", я принимаю политику конфиденциальности

Задание

 

 

Потребляемая мощность Р3, кВт	Частота вращения n3, мин-1	Термообработка зубьев	Срок службы Lг , лет	Ксут	Кгод
7	36	Ц+ТВЧ	5	0,2	0,8

СОДЕРЖАНИЕ

 

1. Срок службы машинного агрегата

2  Выбор двигателя

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя.

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

3. Выбор материалов зубчатых передач

4. Расчет зубчатых передач редуктора

4.1 Расчет закрытой цилиндрической передачи

4.2 Расчет закрытой червячной передачи

5. Нагрузки валов редуктора

5.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач

5.2 Определение консольных сил

5.3 Силовая схема нагружения валов редуктора

6. Проектный расчет валов

6.1 Выбор материалов валов

6.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

6.3 Определение геометрических параметров ступеней валов

6.4 Предварительный выбор подшипников качения

7. Расчетная схема валов редуктора

Определение реакций в опорах подшипников. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

8. Проверочный расчет подшипников

9. Проверочные расчеты

9.1 Проверочный расчет шпонок

9.2 Проверочный расчет валов

10. Технический вывод редуктора

Определение массы редуктора

Определение критерия технического уровня редуктора

Срок службы машинного агрегата

 

Срок службы (ресурс) L_h, ч, определяется по формуле;

 

,

 

где L_г – срок службы привода, 5 года;

t_c – продолжительность смены, 8 ч;

L_c – число смен, 2 смены.

 

ч.

 

Принимаем время простоя устройства 15% ресурса.

 

ч.

 

Рабочий ресурс привода примем L_h =4700 ч.

Выбор двигателя

Определим частоту вращения и мощность двигателя

 

Р_рм = 7 кВт – мощность рабочей машины.

Определим требуемая мощность электродвигателя,

,

 

где η – коэффициент полезного действия,

 

,

 

где: η_м= 0,98  КПД муфты;

η_пк= 0,99      КПД подшипников качения;

η_зп= 0,97        КПД закрытой цилиндрической передачи;

η_ч= 0,8        КПД червячной передачи;

 

,

 кВт.

 

Выберем тип электродвигателя по Р_тр. Выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый асинхронный серии АИ закрытый, АИР132М4.

 

Рдв, кВт	Скольжение, %	nдв, мин-1	dэд, мм
11	3,5	1500	38	2,7

2.2 Определим передаточное число привода и его ступеней;

 

,

 

n_ном – номинальная частота вращения двигателя;

n₃ – частота вращения приводного вала рабочей машины,

 

n_ном =  об/мин.

.

 

Принимаем предел передаточных чисел;

Цилиндрическая закрытая 2 ÷ 7,1;

Червячная закрытая 8 ÷ 35,5

 

,

 

Примем передаточное число червячной передачи u_ч = 10, тогда

 

,

 

Примем передаточное число цилиндрической передачи u_ц = 4.

Расчет зубчатых передач

 

Формула

Шестерня Колесо

мм

Диаметр

делительный d = mZ 72 288 Вершин зубьев d_а = d+2m 80 296 Впадин зубьев d_f = d-2,4m 62,4 278,4

Ширина венца

b₂ = Y_а´а b₁ = b₂ + 4 48 44

 

Проверочный расчет

Проверим межосевое расстояние:

 

мм.

 

Проверка зубьев по контактным напряжениям:

s_Н =  < [s]_Н,

 

где К_Н = К_Нb ´ К_Нa ´ К_Нn - коэффициент нагрузки.

По таблице 4.2 при  м/с и 9 степени точности К_Нa =1– коэффициент учитывающий распределенные нагрузки.

По таблице 4.3. для косозубых колёс при и 9 степени точности имеем К_Нv = 1,051;

К – вспомогательный коэффициент, К=436;

F_t – окружная сила в зацеплении,

 

Н;

 

Средние крутящий момент на колесе,

 

 

.

s_Н = Н/мм².

s_Н= 1011 МПа < [s]_Н =1127 Н/мм²

в передаче имеется недогрузка которая не должна превышать 10 %;

 

,

 

условие выполняется.

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

 

.

 

где F_t – окружная сила в зацепление, Н;

К_Fα =1 – коэффициент, учитывающий распределенные нагрузки;

К_Fβ =1 – коэффициент неравномерности нагрузки;

К_Fυ =1,13 – коэффициент динамической нагрузки;

Y_β =  - коэффициент, учитывающий наклон зубьев;

Y_F1 и Y_F2 – коэффициент формы зуба шестерни и колеса:

 Y_F1= 4,2 при ,

Y_F2=3,61 при .

 

Н/мм²,

 Н/мм².

 

условие выполняется.

Нагрузки валов редуктора

 

5.1 Определим силы в зацеплении закрытых передач

 

Червячная передача

 

Окружная

Н.

 Н,

 

Радиальная

Н.

 

Осевая

Н.

Н.

 

В проектируемом приводе цилиндрические пары с углом наклона зуба β=0⁰, угол зацепления принят α=20⁰.

Цилиндрическая передача.

 

Окружная

Н,

Н.

Радиальная

Н.

 

Определение консольных сил

 

В проектируемом приводе учитывается нагрузка вызываемая муфтами соединяющая редуктор с кормоприготовительным комбайном и двигатель с редуктором.

Проектный расчет валов

 

Выбор материалов валов

Предварительный выбор подшипников

 

По полученным данным при вычерчивании валов (габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипника). принимаем:

Для вала быстроходного:

Роликовые конические – типа 7000, средняя широкая серия α=12⁰.

Для среднего вала

Роликовые конические – типа 7000, легкая серия α=12⁰.

Для тихоходного вала

Шариковые радиальные однорядные – типа 100, особолегкая серия.

Валы	№ Подшипника	d	D	r	В	Cr	Cor
		мм.				кН
Быстроходный	7608	40	90	2,5	33	90	67,5
Нейтральный	7211	55	100	2,5	21	57,9	46,1
Тихоходный	118	90	140	2,5	24	57,2	39

Проверочные расчеты

 

Проверочный расчет шпонок

 

Используем в приводе шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 40X нормализованная по ГОСТ 1050-74. Допускаемые напряжения смятия при чугунной ступице [s _CM] = 60 МПа, при стальной ступице [s _CM] = 120 МПа.

Напряжение смятия и условие прочности:

 

,

 

где А_см – площадь смятия;

 

,

 

где h, t ₁ – стандартные размеры;

l _р – рабочая длинна шпонки.

тихоходный вал:

Шпонка под полумуфту (колесо чугунное).

d = 32 мм, b ´ h = 10´8 мм, t ₁ = 5 мм, длина шпонки l = 50 мм, момент на валу F_t=2583 Н.

 

Н < [s_CM] = 190 Н.

 

Нейтральный вал:

Шпонка под червячное колесо червячной передачи (колесо чугунное).

d = 60 мм, b´h = 18´11 мм, t ₁ = 7 мм, длина шпонки l = 32 мм, момент на валу F_t=4058 Н.

 

Н < [s_CM] = 190 Н.

 

Тихоходный вал:

Шпонка под зубчатое колеса цилиндрической прямозубой передачи (колесо стальное).

d = 105 мм, b´h = 28´14 мм, t ₁ = 10 мм, длина шпонки l = 62 мм, момент на валу F_t=12986 Н.

 

Н < [s_CM] = 190 Н.

 

Шпонка под ведущее колесо открытой цепной передачи.

d = 80 мм, b´h = 22´14 мм, t ₁ = 9 мм, длина шпонки l = 114 мм, момент на валу F_t=12986 Н.

 

Н < [s_CM] = 190 Н.

 

Проверочный расчет валов

 

Быстроходный вал.

Определим напряжения в опасном сечении вала, такими сечениями является ступени вала под червяком, сечение в точке 2 – является наиболее нагруженным участком.

Нормальное напряжение

 

,

 

где М – суммарный изгибающий момент в опасном сечении, М₂ = 188 Н×м;

W _нетто – осевой момент сопротивления,

 

мм³,

Н/мм².

 

Касательное напряжение

 

,

 

где М_к – крутящий момент в опасном сечении, М_к = 62 Н×м;

W _рнетто – полярный момент инерции,

 

 мм³,

Н/мм².

 

Определим предел выносливости в расчетном сечении,

 

,

,

 

где σ_-1, τ_-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, σ_-1 = 420 Н/мм² , τ_-1 = 0,58 σ_-1 = 244 Н/мм²;

(К_σ)_D, (К_τ)_D – коэффициенты концентраций нормальных и касательных напряжений,

 

,

,

 

где К_σ – коэффициент концентраций напряжений, К_σ=1,7;

К_τ – коэффициент концентраций напряжений, К_τ=1,55;

К _d – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, К _d=0,7;

К _F – коэффициент влияния шероховатости, К _F=1,5:

 

1,48,

1,36.

Н/мм²,

 Н/мм².

 

Определим коэффициент запаса прочности,

 

,

.

Определим общий коэффициент запаса прочности,

 

 

Условие выполняется, вал имеет запас прочности.

Нейтральный вал.

Определим напряжения в опасном сечении вала, такими сечениями является ступени вала под шестерней, сечение в точке 2 – является наиболее нагруженным участком.

Нормальное напряжение

 

,

 

где М – суммарный изгибающий момент в опасном сечении, М₂ = 590 Н×м;

W _нетто – осевой момент сопротивления,

 

мм³,

Н/мм².

 

Касательное напряжение

 

,

 

где М_к – крутящий момент в опасном сечении, М_к = 467,5 Н×м;

W _рнетто – полярный момент инерции,

мм³,

 

Н/мм².

 

Определим предел выносливости в расчетном сечении,

 

,

,

 

где σ_-1, τ_-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, σ_-1 = 420 Н/мм² , τ_-1 = 0,58 σ_-1 = 244 Н/мм²;

(К_σ)_D, (К_τ)_D – коэффициенты концентраций нормальных и касательных напряжений,

 

,

,

 

где К_σ – коэффициент концентраций напряжений, К_σ=1,7;

К_τ – коэффициент концентраций напряжений, К_τ=1,55;

К _d – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, К _d=0,67;

К _F – коэффициент влияния шероховатости, К _F=1,5:

 

1,52,

1,41.

Н/мм²,

 Н/мм².

 

Определим коэффициент запаса прочности,

 

,

.

 

Определим общий коэффициент запаса прочности,

 

 

Условие выполняется, вал имеет запас прочности.

Тихоходный вал.

Определим напряжения в опасном сечении вала, такими сечениями является ступень вала под колесом, проходящие через точку 2.

Нормальное напряжение

 

,

 

где М – суммарный изгибающий момент в опасном сечении, М₂ = 940,5 Н×м;

W _нетто – осевой момент сопротивления,

мм³,

Н/мм².

 

Касательное напряжение

 

,

 

где М_к – крутящий момент в опасном сечении, М_к = 1870 Н×м;

W _рнетто – полярный момент инерции,

 

 мм³,

Н/мм².

 

Определим предел выносливости в расчетном сечении,

 

,

,

 

где σ_-1, τ_-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, σ_-1 = 380 Н/мм² , τ_-1 = 0,58 σ_-1 = 220 Н/мм²;

(К_σ)_D, (К_τ)_D – коэффициенты концентраций нормальных и касательных напряжений,

,

,

 

где К_σ – коэффициент концентраций напряжений, К_σ=2,15;

К_τ – коэффициент концентраций напряжений, К_τ=2,05;

К _d – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, К _d=0,62;

К _F – коэффициент влияния шероховатости, К _F=1:

 

2,67,

2,54.

Н/мм²,

 Н/мм².

 

Определим коэффициент запаса прочности,

 

,

.

 

Определим общий коэффициент запаса прочности,

 

 

Условие выполняется, вал имеет запас прочности.

Тепловой расчет редуктора

 

Определим температуру масла в редукторе,

 

,

 

где Р₁ – мощность на быстроходном валу редуктора, Р₁ = 11 кВт;

η – коэффициент полезного действия, η = 0,72;

К _t – коэффициент теплопередачи, К _t = 10;

А – площадь теплоотдающей поверхности, А = 0,56;

t _в – температура вне корпуса, t _в = 20⁰;

 

<[t]=80⁰.

Задание

 

 

Потребляемая мощность Р3, кВт	Частота вращения n3, мин-1	Термообработка зубьев	Срок службы Lг , лет	Ксут	Кгод
7	36	Ц+ТВЧ	5	0,2	0,8

СОДЕРЖАНИЕ

 

1. Срок службы машинного агрегата

2  Выбор двигателя

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя.

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

3. Выбор материалов зубчатых передач

4. Расчет зубчатых передач редуктора

4.1 Расчет закрытой цилиндрической передачи

4.2 Расчет закрытой червячной передачи

5. Нагрузки валов редуктора

5.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач

5.2 Определение консольных сил

5.3 Силовая схема нагружения валов редуктора

6. Проектный расчет валов

6.1 Выбор материалов валов

6.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

6.3 Определение геометрических параметров ступеней валов

6.4 Предварительный выбор подшипников качения

7. Расчетная схема валов редуктора

Определение реакций в опорах подшипников. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

8. Проверочный расчет подшипников

9. Проверочные расчеты

9.1 Проверочный расчет шпонок

9.2 Проверочный расчет валов

10. Технический вывод редуктора

Определение массы редуктора

Определение критерия технического уровня редуктора

Срок службы машинного агрегата

 

Срок службы (ресурс) L_h, ч, определяется по формуле;

 

,

 

где L_г – срок службы привода, 5 года;

t_c – продолжительность смены, 8 ч;

L_c – число смен, 2 смены.

 

ч.

 

Принимаем время простоя устройства 15% ресурса.

 

ч.

 

Рабочий ресурс привода примем L_h =4700 ч.

Выбор двигателя