Привет студент

Курсовая работа

Проектирование привода механизма

Аннотация

 

В данной работе проведен кинематический расчет привода, расчет закрытой цилиндрической передачи, расчет клиноременной и открытой цилиндрической передач, предварительный расчет валов.

Курсовая работа изложена на 24 страницах, в том числе 3 таблицы и 1 приложение.

 

Содержание

 

Содержание. 3

1 Выбор и проверка электродвигателя. 4

2 Определение общего передаточного числа и разбивка его между ступенями  6

3 Расчет клиноременной передачи. 9

4 Расчет закрытой цилиндрической передачи. 11

5 Расчет открытой зубчатой передачи. 16

6 Предварительный расчет валов редуктора. 18

7 Конструктивные размеры шестерни и колеса. 19

8 Конструктивные размеры корпуса редуктора. 20

9 Выбор сорта масла. 21

10 Сборка редуктора. 22

Список использованной литературы.. 23

Приложение А.. 24

 

1 Выбор и проверка электродвигателя

 

Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле:

,

где  - мощность на рабочем валу привода:

 

P_р.в=Т_р.в.∙ω_р.в. = 975 ∙ 4,5 = 4387,5 Вт;

 

η₀ - общий коэффициент полезного действия  (КПД) привода:

η₀= η_м∙ η_зцп∙ η_оцп∙ η_пп∙η_р.п.,

η_м - КПД муфты привода;

η_зцп - КПД  цилиндрической прямозубой передачи;

η_м  - КПД ременной передачи;           

η_оцп - КПД открытой  цилиндрической;

η_пп - КПД пары подшипников на рабочем валу привода, тогда:

 

η₀= 0,97∙0,94∙0,985∙0,95=0,8153

 

  Вт

 

Требуемая частота вращения электродвигателя находится из следующего диапазона частот вращения:

 

где  – частота вращения рабочего вала привода:

 

 об/мин;

 

– диапазон возможных передаточных чисел   привода:

 

,

 - диапазон (min÷max) возможных передаточных чисел цилиндрического редуктора;

 - диапазон (min÷max) возможных передаточных чисел открытой цилиндрической передачи;

- диапазон (min÷max) возможных передаточных чисел ременной передачи;

 тогда:

    отсюда: об/мин.

Исходя из полученных выше данных: 5,382 кВт, 515,88÷9479,295 об/мин выбираем электродвигатель переменного тока с короткозамкнутым ротором серии АИР по ТУ 16-525.564-84 с техническими характеристиками, представленными в таблице 1.

 

Таблица 1 – Технические характеристики выбранного электродвигателя

Тип двигателя	Исполне-ние	Число пар Полюсов	Мощность, Рэд, кВт	Частота вращения nэд, об/мин		Диаметр вала d1, мм
АИР100L2	1М1081	2	5,5	2880	2,5	28

 

2 Определение общего передаточного числа и разбивка его между ступенями

 

Общее передаточное число привода определяется по формуле:

Примем среднее значение передаточного числа открытой цилиндрической зубчатой передачиu_оцп=5, а ременной передачи u_рем=3. Тогда передаточное число редуктора будет равно:

 

 

u_∑ф=u_ред∙u_оцп∙u_рп=4,5∙3∙5=67,5

 

 Определение частот вращения валов привода осуществляется по формуле:

 

n₁=n_эд= 2880 об/мин

 

об/мин

 

 об/мин

 об/мин ≈ n_рв = 42,99 об/мин

Определение угловых скоростей валов привода:

 

 рад/с

  рад/с

  рад/с

 рад/с

Определение мощностей на валах привода по формуле:

 

Р₁=Р_эд^тр=5,5 кВт

Р₂=Р₁∙η_рем ∙η_п.п.=5,5∙0,95∙0,985=5,147 кВт

Р₃=Р₂∙ η_п.п² ∙η_зцп=5,147∙0,97∙0,985∙0,985=4,844 кВт

Р₄=Р₃∙ η_п.п ∙η_оцп=4,844∙0,94∙0,985=4,485 кВт ≈Р_рв=4,388 кВт

Определение вращающих моментов на валах привода осуществляется по формуле:

 Н∙м

Н∙м

 Н∙м

Н∙м ≈ Т_р.в. = 975 Н∙м
Таблица 2 − Результаты кинематического расчета привода

Валы при-вода	Величины
	Частота вращения , об/мин	Угловая скорость , рад/с	Мощность , Вт	Вращающий момент Т, Н×м	Переда-точные числа
I	2880	301,44	5500	18,25	3
II	960	100,48	5146,63	51,22
					4,5
III	213,33	22,33	4843,58	216,91
					5
IV	42,67	4,465	4484,67	1004,18

 

3 Расчет клиноременной передачи

 

Сечение ремня для Р=5,5 кВт и n₁=2880 (об/мин) принимаем А. Диаметр ведущего шкива выбираем d₁=105 мм.

Передаточное число определяется по формуле:

 

 

Определяем диаметр ведомого шкива:

 

мм

 

Полученное значение округляем до ближайшего значения по ГОСТ 20889, d₂=475 мм. Уточняем передаточное число по формуле:

 

 

Расхождение расчетного передаточного числа с первоначально заданным определяем по формуле:

 

 

Определяем межосевое расстояние по формуле:

 

а=315мм

Определение длинны ремня:

мм

Полученное значение округляем до ближайшего значения по ГОСТ 1284.1, L_p=1400 мм.

Уточняем межосевое расстояние:

 

Определяем угол обхвата ремнем меньшего шкива:

 

 

Вычисляем мощность передачи с одним ремнем:

 

кВт

 

где Р₀ – номинальная мощность передачи с одним ремнем; С_α – коэффициент угла обхвата; С_р – коэффициент динамичности и режима работы; С_L- коэффициент, учитывающий длину ремня.

Число ремней в передачи определяем по формуле:

 

 ремней

 

где Р – мощность на ведущем валу, кВт; С_z – коэффициент, учитывающий число ремней в передаче.

Средний ресурс ремней при эксплуатации в среднем режиме работы Т_ср, согласно ГОСТ 1284.2, устанавливается в 2000 ч.

Окружная скорость ремня определяеться:

 

 м/с

 

Величина натяжения, Н, ветви одного ремня определяется по формуле:

 

 

 - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил.

Сила, действующая на вал определяется по формуле:

 H.

 

4 Расчет закрытой цилиндрической передачи

 

Исходные данные для расчета передачи

Вращающий момент:          

Угловая скорость:                (рад/с).

Частота ращения:                (об/мин).

Передаточное число:           u = 4,5

Материал колеса выбираем – сталь 35ГСЛ, с твердостью НВ₂=220, термообработка – улучшение. Предел прочности σ_В2=790 МПа (Н/мм²). Предел текучести σ_Т2=590 МПа (Н/мм²).

Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле:

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов,  МПа (Н/мм²)

-коэффициент долговечности, для редукторостроения

 - коэффициент безопасности.

Допускаемые напряжения изгиба определяем по формуле:

где - предел выносливости при базовом числе циклов переменных напряжений:

 - коэффициент безопасности,

 - коэффициент долговечности,

 - коэффициент, учитывающий реверсивность движения.

 

Материал шестерни должен быть тверже материала колеса, так как зубья шестерни входят в зацепление чаще, чем зубья зубчатого колеса

НВ₁=НВ₂*(u)^1/6=280

 НВ₁=280

По найденной твердости выбираем материал шестерни. Сталь 40ХН, термообработка – улучшение. Предел прочности σ_В1=930 МПа. Предел текучести σ_Т1=690 МПа.

Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле:

  МПа

Допускаемые напряжения изгиба определяем по формуле:

Расчетное контактное напряжение для прямозубых колес:

[σ]_H=[σ]_H2=630 МПа

Коэффициент нагрузки  при симметричном расположении колес.

Коэффициент  ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию:

          

Определяем внешний делительный диаметр колеса из условия контактной прочности, мм:

мм

мм,

Расчетные значения  округляем до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 2185: =125 мм.

 

 

 

 Определяем нормальный модуль, мм:

мм.

m_n=2 мм по ГОСТу.

Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Число зубьев шестерни определяем по формуле: 

Число зубьев колеса определяем по формуле:

Уточняем передаточное число определяем по формуле:

Расхождения с исходным значением определяем по формуле:

Определяем основные геометрические размеры передачи

Диаметры делительных окружностей, мм определяем по формуле:

Проверяем условие определяем по формуле:

 

Диаметры окружностей выступов определяем по формуле, мм:

d_a1=d₁+2*m_n=45+2*2,5=50

d_a2=d₂+2*m_n=205+2*2,5=210

Диаметры окружностей впадин определяем по формуле, мм:

d_f1=d₁-2*m_n=38,75

d_f2=d₂-2*m_n=198,75

Ширину зубчатых колес определяем по формуле, мм:

 Проверяем условие:

b₂<d₁    40<42

Коэффициент ширины относительно диаметра определяем по формуле:

 Проверяем условие прочности по контактным напряжениям.

 Средняя окружная скорость, м/с:

Уточняем коэффициент нагрузки

   ,

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями,  для колес с прямыми зубьями К_Нα =1;  - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;  - динамический коэффициент.

Проверяем условие прочности, Н/мм²:

.

Недогрузка 10%.

Проверяем условие прочности зубьев по напряжениям изгиба.

Определяем приведенное число зубьев по формуле:

                             

Определяем по ГОСТ 21354 коэффициенты формы зуба:

= 4,09     и = 3,61 .

Проводим сравнительную оценку прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса:

Дальнейший расчет ведем по минимальному значению найденных отношений.     Определяем коэффициент нагрузки:

где = 1,0 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;  - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;  - коэффициент динамичности .

Проверяем условие прочности по минимальному значению :

.

.

 

 

 

 

Определение сил, действующих в зацеплении.

В прямозубой передаче сила нормального давления раскладывается на окружную и радиальную составляющие силы:

Окружные силы определяем по формуле, в ньютонах:

Радиальная силы, в ньютонах определяем по формуле:

Сила нормального давления, в ньютонах определяем по формуле:

 

5 Расчет открытой зубчатой передачи

 

Т₁=216910  Н∙мм

Т₂=1004180  Н∙мм

ω₁=22,33 рад/с

ω₂=4,465  рад/с

u = 5

Выбираем материал зубчатых колес, материал колеса принимаем сталь 45 нормализованную, НВ₂=190, σ_В2=570 МПа, σ_Т2=290 МПа, учитывая, что поверхность шестерни должна быть на 20…30 единиц НВ выше чем у колеса, для шестерни принимаем сталь 45 с термообработкой улучшение НВ₁=210, σ_В2=710 МПа, σ_Т2=390 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба определяем по формуле:

где σ⁰_Flimв – предел выносливости зубьев при базовом числе циклов переменных напряжений изгиба (4∙10⁶ циклов); S_F – коэффициент запаса прочности; K_FL=1 – коэффициент долговечности; K_FС – коэффициент, учитывающий реверсивность движения.

Число зубьев шестерни Z₁=20, а число зубьев колеса:

Коэффициент формы зуба шестерни Y_F1=4,09, колеса Y_F2=3,6. Расчет по напряжениям изгиба зубьев  проводят для того из колес, для которого отношение [σ_F]/Y_F меньше:

 

Модуль зацепления, мм определяем по формуле:

m – нормальный модуль зацепления; K_F – коэффициент нагрузки; K_Fα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; K_Fβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца; K_FV – коэффициент динамичности.

Диаметры делительных окружностей определяем по формуле:

Диаметры окружностей выступов определяем по формуле:

Диаметры окружностей впадин определяем по формуле:

Ширина зубчатого венца колеса и шестерни:

Окружная скорость шестерни, м/с:

Окружные силы определяем по формуле:

Радиальные силы определяем по формуле:

Силы нормального давления определяем по формуле:

 

6 Предварительный расчет валов редуктора

 

Ориентировочный расчет валов выполняют из условия прочности на кручение:

, принимая =15…20 МПа

Диаметр выходного участка вала определяем по формуле:

=23,4 мм

=37,9 мм

Окончательно по ГОСТ 6636 принимают  и  кратным 2  или 5:

 и  .

Длина выходного конца вала:

l_Б =42 мм и l_Т=82 мм.

 

7 Конструктивные размеры шестерни и колеса

 

Конструктивные размеры колеса и шестерни приведены в таблице 3.

Таблица 3 – Конструктивные размеры колеса и шестерни.

Наименование	Значение, мм
Диаметр ступицы	dст1=1,6∙ d1в=1,6∙28=44,44 dст2=1,6∙ d2в=1,6∙40=64
Длина ступицы	lcт=(1,2÷1,5) d2в=(1,2÷1,5)40=(48…60) lcт=(1,2÷1,5)dв1=(1,2÷1,5)28=(33,6…42)
Толщина обода	δ0=(2,5÷4)mn=(2,5÷4)2=(5÷8), принимаем δ0=8
Толщина диска	С=0,3∙ b2=0,3∙39= 11,7
Диаметр центровой окружности	Dотв=0,5(D0+ dст)=0,5(154+80)=117
Диаметр отверстий	dотв=(D0- dст)/4=(154-80)/4=18,
Толщина ребер	S=0,8C=0,8∙11,7=9,36
Фаска	n=0,5mn=0,5∙2=1.

 

8 Конструктивные размеры корпуса редуктора

 

Толщина стенок корпуса и крышки определяется по формуле, мм:

δ=0,025а+1=0,025∙125+1=4,125

δ₁=0,02а+1=0,02∙125+1=3,5

принимаем δ=8 мм.

Толщина фланцевых поясов корпуса и крышки, верхнего пояса корпуса и крышки:

b=1,5∙ δ=1,5∙8=12 мм;

нижнего пояса корпуса:

b₁=1,5∙ δ₁=1,5∙8=7,05 мм;

Толщина нижнего пояса корпуса без бобышек:

р=2,35∙ δ=2,35∙8=18,8 мм.

Диаметр фундаментных болтов определяем по формуле, мм:

d₁=(0,03…0,036)а_Т+12=(15,75…16,5)

принимаем болты с резьбой М16;

Диаметр болтов крепящих крышку к корпусу у подшипников, мм:

d₂=(0,7÷0,75)d₁=(0,7÷0,75)16=11,2÷12

принимаем болты с резьбой М10;

Диаметр болтов, соединяющих крышку с корпусом, мм:

d₃=(0,5÷0,6)d₁=(0,5÷0,6)16=8÷9,6

принимаем болты с резьбой М8.

 

9 Выбор сорта масла

 

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба. По табл. 10.8 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях = 500 МПа и средней скорости υ = 1,764 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 2810^-6 м²/с. По табл. 10.10 принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75). Подшипники смазываем  пластичным смазочным   материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт мази выбираем по табл. 9.14 - солидол марки УТ-1.

 

10 Сборка редуктора

 

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят с соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 -100 ˚С; на ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого в подшипниковые камеры закладывают пластинчатую смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку и закрепляют ее торцевым креплением;

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой  и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

 

Список использованной литературы

 

1. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/ С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1998. – 416 с.:ил.
2. Кушнаренко В.М., Ковалевский В.П., Чирков Ю.А. Основы проектирования передаточных механизмов: Учебное пособие для студентов высших учебных заведений. –2003. 251 с: ил.
3. Ценхович Л.И., Петриченко И.П. Атлас конструкций редукторов: Учеб. пособие. – 2-е изд., перераб. и доп. – К.: Выща шк. 1990. – 151 с.: ил.
4. Решетов С.Ю., Клещарева Г.А., Кушнаренко В.М. Кинематический расчет силового привода: Методические указания по курсовому проектированию для студентов инженерно-технических специальностей. –2005. – 29 с.
5. Чирков Ю.А., Узяков Р.Н., Васильев Н.Ф., Ставишенко В.Г., Решетов С.Ю. Расчет закрытых передач: Методические указания по расчету передач в курсовых проекатах. –, 2004. – 34 с.
6. Узяков Р.Н., Ставишенко В.Г., Чирков Ю.А., Васильев Н.Ф. Расчет открытых передач в курсовых проектах для студентов немеханических специальностей. –, 2004 – 24 с.

Приложение А

Кинематическая схема привода

 

Скачать: 4592.rar