Курсовая работа: Проектирование механических передач

Содержание

Введение

Исходные данные

1. Расчет срока службы приводного устройства

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

3. Выбор материалов зубчатых передач. Определение допустимых напряжений

4. Расчет закрытой конической зубчатой передачи

5. Расчет клиноременной передачи

6. Определение сил в зацеплении закрытых передач

7. Расчет валов

8. Предварительный выбор подшипников

9. Определение размеров муфты

Список литературы

Введение

В машиностроении находят широкое применение редукторы, механизмы, состоящие из зубчатых или червячных передач, выполненных в виде отдельного агрегата и служащих для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепную или ременную передачу.

Назначение редуктора — понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Механизмы, служащие для повышения угловой скорости, выполнены в виде отдельных агрегатов, называют мультипликаторы.

Конструктивно редуктор состоит из корпуса (литого, чугунного или сварного стального), в котором помещаются элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Привод предполагается размещать в закрытом, отапливаемом, вентилируемом помещении, снабженным подводом трехфазного переменного тока.

Привод к горизонтальному валу состоит из цилиндрического редуктора, быстроходный вал которого соединен с двигателем ременной передачей, а на тихоходном валу располагается компенсирующая муфта.

Исходные данные

Тяговая сила F, 3,2 кН

Скорость тяговой цепи v, 0,5 м/с

Шаг тяговой цепи р, 80 мм

Число зубьев звездочки z 7

Допустимое отклонение скорости цепи δ, 4 %

Срок службы привода L_r , 5 лет

Схема 3 Привод к скребковому транспортеру исполнение 2

1-двигатель; 2 – клиноременная передача; 3 – редуктор; 4 – упругая муфта с торообразной оболочкой; 5 – ведущая звездочка конвейера; 6 – тяговая цепь.

1. Рассчитаем срок службы приводного устройства

Срок службы (ресурс) L_h , ч, определяем по формуле

где L_r - срок службы привода, лет; t_c - продолжительность смены, ч; L_c - число смен; Кс - коэффициент сменного использования,

Определяем ресурс привода при двухсменной работе с продолжительностью смены 8 часов.

ч

Принимаем время простоя машинного агрегата 20% ресурса.

ч.

Рабочий ресурс привода принимаем 23*10³ ч.

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

1). Определяем мощность и частоту вращения двигателя

Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения - от частоты вращения приводного вала рабочей машины.

Определяем требуемую мощность рабочей машины

кВт

где F - тяговая сила цепи, кН, v – скорость тяговой цепи м/с.

Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

где η_рп – КПД ременной передачи; η_зп - КПД зубчатой передачи; η_м – КПД муфты; η_п – КПД опор приводного вала;

Из таблицы берем: η_рп – 0,96; η_зп – 0,97; η_м – 0,98; η_п – 0,99;

Находим требуемую мощность электродвигателя:

кВт

Выберем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Р_ном = 2,2 кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя:

Таблица 1

2). Определяем передаточное число привода и его ступеней

Находим частоту вращения приводного вала

м/с

где: v - скорость тяговой цепи м/с; z – число зубьев ведущей звездочки; р - шаг тяговой цепи, мм.

Находим общее передаточное число для каждого варианта:

Производим разбивку общего передаточного числа, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным u_зп =4

Таблица 2

Анализируя полученные значения передаточных чисел приходим к выводу:

а) первый вариант затрудняет реализацию принятой схемы из-за большого передаточного числа всего, привода;

б) четвертый вариант не рекомендуется для приводов общего назначения из за большой металлоемкости;

в) во втором варианте получилось большое значение передаточного числа;

г) из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее третий: Здесь передаточное число цепной передачи можно изменить за счет допускаемого отклонения скорости и таким образом получить среднее приемлемое значение.

Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения:

об/мин

Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала приняв

, об/мин

отсюда фактическое передаточное число привода

передаточное число цепной передачи

Таким образом, выбираем двигатель 4АМ100L6УЗ (Р_ном = 2,2 кВт, n_ном = 950 об/мин); передаточные числа: привода u = 18, редуктора u_зп = 4, цепной передачи u_оп = 4,5

3). Определим силовые кинематические параметры (двигателя), привода

Расчитаем мощность при Р_дв = 1,81 кВт

Быстроходный вал редуктора

кВт

Тихоходный вал редуктора

кВт

Вал рабочей машины

кВт

где Р_рм – мощность рабочей машины

Расчитаем частоту вращения при n_ном = 950 об/мин

Быстроходный вал редуктора

об/мин

Тихоходный вал редуктора

об/мин

Вал рабочей машины

об/мин

Рассчитаем угловую скорость

Вал двигателя

1/с

Быстроходный вал редуктора

1/с

Тихоходный вал редуктора

1/с

Вал рабочей машины

1/с

Рассчитаем вращающий момент

Вал двигателя

Н*м

Быстроходный вал редуктора

Н*м

Тихоходный вал редуктора

Н*м

Вал рабочей машины

Н*м

Таблица 3

Силовые и кинематические параметры привода

3. Выбор материалов зубчатых передач. Определение допустимых напряжений

1). Выбираем материал зубчатой передачи

а) Выбираем марку стали, твердость и термообработку

- для шестерни берем сталь 40ХН, термообработка - улучшение и закалка ТВЧ, D_пред = 200 мм S_пред = 125мм; твердостью 48...53HRC_Эl , (460…515 НВ₂ );

-для колеса берем сталь 40ХН, термообработка – улучшение, D_пред = 315 мм S_пред = 200 мм; твердостью 235...262 НВ₂ ;

б) Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса: для шестерни

HB1_cp = (НВ_min - НВ_max )/2 = (460 + 515)/2 = 487,5.

для колеса

HB_2cp = (НВ_min - НВ_max )/2 = (235 + 262)/2 = 248,5.

2). Определяем базовые числа циклов нагружений при расчете на контактную прочность

для шестерни

для колеса

3). Действительные числа циклов перемены напряжений:

- для колеса

- для шестерни

где: n₂ - частота вращения колеса, мин^-1 ; L_h - время работы передачи ч; u - передаточное число ступени.

4). Определяем коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям

где: N_HG – базовое число циклов; N – действительное значение.

- для шестерни

- для колеса

5). Определяем число циклов перемены напряжений

- для шестерни

- для колеса

6). Определяем допустимое контактное напряжение соответствующее числу циклов перемены напряжений:

- для шестерни

- для колеса

7). Определяем допускаемое контактное напряжение:

- для шестерни

Н/мм²

Н/мм²

Так как

,

то косозубая передача рассчитывается на прочность по среднему допускаемому контактному напряжению:

Н/мм²

При этом условии соблюдается

Н/мм²

8). Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса.

а) Рассчитываем коэффициент долговечности K_FL .

где N_FO - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, N_FO =4*10⁶ для обоих колес.

- для шестерни

- для колеса

Так как N₁ >N_F01 и N₂ >N_FО2 , то коэффициенты долговечности K_FL1 =1,и K_FL2 =l.

б) определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов перемены напряжений N_F0 :

- для шестерни:

в предположении, что m<3мм;

- для колеса:

в) Определяем допускаемое напряжение изгиба:

- для шестерни

- для колеса

Таблица 4

Механические характеристики материалов зубчатой передачи

4. Расчет закрытой конической зубчатой передачи

1). Определяем внешний делительный диаметр колеса d_e2 , мм:

где К_нβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями К_нβ = 1;

θ_Н - коэффициент вида конических колес. Для прямозубых колес θ_Н = 1.

Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса de2 для нестандартных передач округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров

2). Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса:

для колеса

для шестерни

3). Определяем внешнее конусное расстояние R_e , мм:

мм

4). Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса:

где ψ_е = 0,285 - коэффициент ширины венца.

Округлить до целого числа по ряду R_a 40, b=42

5). Определяем внешний окружной модуль для прямозубых колес:

где K_Fβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями K_Fβ =l;

- коэффициент вида конических колес. Для прямозубых.

6). Определяем число зубьев колеса и шестерни

-для колеса

-для шестерни

7). Определяем фактическое передаточное число

проверяем его отклонение от заданного u.

%

8). Определяем действительные углы делительных конусов шестерни и колеса:

-для колеса

-для шестерни

9). Выбираем коэффициент смещения инструмента для прямозубой шестерни

НВ_1ср - НВ_2ср = 487,5-248,5=239

Так как 239> 100,

То х₁ =х₂ = 0.

10). Определяем внешние диаметры шестерни и колеса, мм:

Делительный диаметр шестерни

Делительный диаметр колеса

Вершины зубьев шестерни

Вершины зубьев колеса

Впадины зубьев шестерни

Впадины зубьев колеса

11). Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса:

-для шестерни

-для колеса

Проверочный расчет

12). Проверяем пригодность заготовок колес.

Условие пригодности заготовок колес:

Диаметр заготовки шестерни

мм

Размер заготовки колеса

Соответствует

13). Проверим контактные напряжения

где F_t - окружная сила в зацеплении, Н равная

К_Нα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес и колес с круговыми зубьями; К_Нα = 1

K_Hv - коэффициент динамической нагрузки. Определяется по табл. в зависимости от окружной скорости колес м/с, и степени точности передачи

443,72≤514,3

14). Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:

напряжения изгиба зубьев шестерни

напряжения изгиба зубьев колеса

где: K_Fα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес K_Fα = l; K_Fv - коэффициент динамической нагрузки; Y_Fl и Y_F2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Υ_β -коэффициент, учитывающий наклон зуба; Υ_β = l;

4.15. Составляем табличный ответ

Таблица 6

5. Расчет клиноременной передачи

1). Выбираем сечение ремня при.

Р_ном = 2,2кВт n_ном = 950 об/мин

Выбираем участок А

2). Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива d_min , мм. при Т_двиг = 18,20 Н*м, d_мин = 90 мм

3). Задаемся расчетным диаметром ведущего шкива d₁ = 100 мм.

4). Определяем диаметр ведомого шкива d₂ , мм:

где u - передаточное число открытой передачи; ε - коэффициент скольжения ε = 0.01…0,02.

5). Определяем фактическое передаточное число u_ф

проверяем его отклонение от заданного

условия соблюдаются.

6). Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм:

где h - высота сечения клинового ремня h = 8 мм.

, мм

7). Определяем расчетную длину ремня l мм:

Выбираем длину ремня l=1600 мм

8). Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине

для облегчения надевания ремня на шкив

для натяжения ремней

9). Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива α₁ град:

соответствует

10). Определяем скорость ремня v, м/с:

м/с

где [v] - допускаемая скорость, м/с для клиновых ремней [v] = 25м/с;

11). Определяем частоту пробегов ремня U, с^-1 :

с^-1? , U ≤ 30

12). Определим допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем

где - допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем. С - поправочные коэффициенты.

С_р = 1 (спокойная), С_α = 0,89, С_l = 0,95, С_z = 0,95, =0,72,

13). Определим количество клиновых ремней

шт

14). Определим силу предварительного натяжения одного клинового ремня Fo, H:

Н

15). Определим окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней F_t , H:

Н

16). Определим силы натяжения ведущей и ведомой ветвей, Н:

Ведущая ветвь

Н

Ведомая ветвь

Н

17). Определим силу давления на вал F_{o n} , H:

Н

Проверочный расчет

18). Проверяем прочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви

а) σ₁ – напряжение растяжения Н/мм²

Н/мм²

б) σ_и – напряжение изгиба Н/мм²

, Н/мм²

где Е_и =80…100 – модуль упругости при изгибе прорезиненных ремней

в) σ_v – напряжение центробежных сил Н/мм²

Н/мм²

Ρ = 1250…1400 кг/мм³

г) [σ]_р – допустимое напряжение растяжения Н/мм²

[σ]_р = 10 Н/мм²

Полученные данные занесем в таблицу

Таблица 7

6. Определение сил в зацеплении закрытых передач

Коническая с круговым зубом.

Определяем силы в зацеплении

а) окружная на колесе

окружная на шестерне

б) радиальная на шестерне

y_r – коэффициент радиальной силы

радиальная на колесе

в) осевая на шестерне

y_а – коэффициент осевой силы

осевая на колесе

7. Расчет валов

1). Рассчитаем первую ступень вала под элемент открытой передачи

где =10…20 Н/мм² , М_к – крутящий момент равный вращающему моменту на валу. М_к = Т₁ или Т₂ соответственно

Вал редуктора быстроходный

Вал редуктора тихоходный

Вал редуктора быстроходный

под шестерню

Вал редуктора тихоходный

под полумуфту

2) . Рассчитаем вторую ступень вала под уплотнение крышки и отверстием и подшипник

для быстроходной t = 2,5 , для тихоходной t = 2,8

– для вала шестерни быстроходной

– для колеса тихоходного

Для быстроходного

Для тихоходного

3). Рассчитаем третью ступень под шестерню, колесо

Для быстроходного

4). Рассчитаем четвертую ступень под подшипник

Для быстроходного

l₄ = B l₄ = 100

Для тихоходного

l₄ = T l₄ = 20

8. Предварительный выбор подшипников

312 d = 50 D = 100 В = 27 r = 3 для шариковых

7208 d = 40 D = 80 Т = 20 в = 3 l = 16 α= 14 для роликовых и конических подшипников

9. Определение размеров муфты

Муфта упругая с торообразующей оболочкой ГОСТ 20884-82

d₁ = d = 45 D = 250

l_ци = 84 l_ци = 270

В = 0,25 D = 0.25 * 250 = 62.5 D = 0,75 D = 187.5

δ = 0.05D = 12.5 C = 0.06D = 15

D₀ = 0.5D = 125 D2 = 0.6D = 150

dст = 1.55d = 69.75

Список используемой литературы

1 Чернавский С.А. и др. «Проектирование механических передач». Машиностроение, М.: 1976, 1984.

2 Решетов Д.Н. Детали машин – М.: Машиностроение, 1989. – 496 с.

3 Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. - М.: Высшая школа, 1991.