Механический привод

Министерство  образования Российской Федерации

Санкт-Петербургский  институт машиностроения (ВТУЗ-ЛМЗ) 

Кафедра теории механизмов и деталей машин 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Курсовой  проект

Механический  привод 
 
 
 
 
 
 
 

                                                Выполнила студентка группы 3112

                                                Васильева МА.

                                                Руководитель проекта:

                                                А.И. Дорошенко. 
 
 
 
 
 
 
 
 

 
 
 
 
 
 
 

СПб 2008 г.

Содержание

Введение………………………………………………………………………………………………2

Индивидуальное техническое задание……………………………………………………………. 3

1.     Расчет  цилиндрических зубчатых передач…………………………………………………  4

1.1.  Выбор электродвигателя………………………………………………………………………. 4

1.2.  Определение  силовых и кинематических параметров  редуктора……………………… 5

1.3.  Выбор материала зубчатых колес…………………………………………………………… 6

1.4.  Определение  допускаемых напряжений……………………………………………………. 7

1.5.  Определение  межосевого расстояния……………………………………………………… 9

1.6.  Определение  модуля зацепления………………………………………………………….. 10

1.7.  Определение параметров зацепления тихоходной ступени…………………………… 11

1.8.  Определение  параметров зацепления быстроходной  ступени……………………….. 12

1.9. Расчет составляющих  усилий в зацеплении………………………………………………. 13

2.     Конструирование  зубчатого редуктора…………………………………………………….. 14

2.1.  Расчет подшипников  качения………………………………………………………………... 14

2.2.  Выбор подшипников  качения………………………………………………………………… 15

2.3.  Конструирование  и расчет элементов корпуса  редуктора……………………………... 16

2.4.  Определение  размеров крепежных деталей и элементов 

     корпуса  под них………………………………………………………………………………… 17

2.5.  Расчет и  выбор шпонок……………………………………………………………………….. 19

2.6.  Расчет и  выбор посадок с натягом………………………………………………………….. 20

2.7. Проверочный расчет  валов……………………………………………………………………21

2.8.  Расчет и выбор муфт…………………………………………………………………………..22

2.9. Выбор смазки  редуктора……………………………………………………………………….23

Список литературы………………………………………………...…………………………………25 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Исходные  данные 

Редуктор двухступенчатый, несоосный

Кинематическая схема редуктора:

 

Дано:

1. Вращающий момент  на тихоходном валу редуктора  ;

2. Угловая скорость  выходного вала редуктора  ;

3. Срок службы редуктора  и режим его работы (постоянный) ч. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Расчет  цилиндрических зубчатых передач.

Выбор электродвигателя. 

Формула определения  требуемой мощности электродвигателя:

 

где:

       Р – требуемая мощность электродвигателя, кВт

       общий КПД привода

- КПД зацепления, х₁=2;

- КПД пары подшипников качения,  х₂=3;

- КПД соединительных муфт  МЗ и МУВП, х₃=2; 

 

Мощность электродвигателя:

 кВт

По каталогу выбираем асинхронный короткозамкнутый двигатель  серии 4А мощностью  Р_эд   Р. Тип электродвигателя: 4А160М4У3, с номинальной частотой вращения об/мин  мощностью  Р_эд = 18,5 кВт 

Угловую скорость электродвигателя определяем по формуле:

где

номинальная угловая скорость вала электродвигателя, с^-1;

n_эд – номинальная частота вращения вала электродвигателя, об/мин; 

 с^-1 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Определение силовых и кинематических характеристик. 

Общее передаточное число  редуктора U_p:

 

Передаточное число  тихоходной ступени U_Т определяем в зависимости от общего передаточного числа редуктора U_p по таблице: 

 при U_p = 4,6 

Передаточное число  быстроходной ступени U_б: 

 

Вращающий момент на тихоходном валу Т_Т:

 Нм. 

Вращающий момент на промежуточном валу: 

 Нм.

 

Вращающий момент на быстроходном валу: 

 Нм. 

Угловая скорость на тихоходном валу: 

   

Угловая скорость на промежуточном валу: 

   

Угловая скорость на быстроходном валу: 

   
 
 
 
 
 
 
 
 

Выбор материала.

Основные механические характеристики выбранных материалов зубчатых колес приведены в таблице 1

 
 

Таблица 1 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Определение допускаемых напряжений

      Для тихоходного вала:

Допускаемое контактное напряжение:

Н/мм²

где:

S _h  = 1.1 - допускаемый коэффициент запаса по контактным напряжениям;

Z _{R =} 1.0 при R_a = 1.25 -0.63 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

Z_V  = 1.0  - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;

Z_HL = 1.0 - коэффициент долговечности; 

Допускаемое напряжение изгиба:

 Н/мм²

где:

  = 1,6 - допускаемый коэффициент запаса прочности при изгибе.

 

     Для быстроходного вала: 

Допускаемое контактное напряжение:

Н/мм²

Допускаемое напряжение изгиба:

 Н/мм² 

 

Таблица данных. 

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Расчет  межосевого расстояния а_w 

По условию контактной прочности:

,

где:

а_w – Межосевое расстояние, мм;

К_а = 490 для прямозубых колес, (Н/мм²)^1/3;

К_а = 430 для косозубых колес, (Н/мм²)^1/3, принимая ориентировочно β = 10°…15°;

Т₁ – крутящий момент на валу шестерни, ;

Т₁ = Т_пр для тихоходной ступени;

Т₁ = Т_б  для быстроходной ступени;

дя тихоходной:

 при  - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба;

для быстроходной

 при 

U = U_T для тихоходной ступени;

U = U_б для быстроходной ступени;

 

  

Тогда:

 мм

 мм

Полученные значения округляем до стандартного:

a_wT = 160 мм

a_wб= 125 мм 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Определение модуля зацепления 

Модуль зацепления для тихоходного вала

;

 
Модуль зацепления для быстроходного  вала:

 
 
 

полученные значения модуля зацепления m округляем до стандартного по таблице:

     Модули  зацепления, мм (по СТ СЭВ 310-76)

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Определение параметров зацепления

тихоходной (прямозубой) ступени.

 

Предварительно суммарное  число зубьев

Колеса нарезаются с положительным смещением инструмента ( ).

Угол зацепления:

α = 20° = 0,349 рад. 

Коэффициент суммы  смещения                                   тогда z_min=17-16*0,47=10

Число зубьев шестерни , но не менее z_min, колеса  

Число зубьев шестерни

 

Число зубьев колеса

 

Диаметры делительной  и начальной окружностей шестерни и колеса

 

мм

Диаметры  окружностей  вершин зубьев шестерни и колеса

мм

мм

Диаметры  окружностей впадин зубьев шестерни и колеса

 мм

 мм

Рабочая ширина венца  колеса

 мм 
 
 
 
 
 

Определение параметров зацепления

быстроходной (косозубой) передачи. 

Суммарное число зубьев

Число зубьев шестерни

 

Число зубьев колеса

 

Точное значение угла наклона зубьев β:

необходимое условие  выполняется 

Диаметры делительной  и начальной окружностей шестерни и колеса

 мм

 мм

Диаметры  окружностей  вершин зубьев шестерни и колеса

 мм

мм

Диаметры  окружностей  впадин зубьев шестерни и колеса

 мм

 мм

Рабочая ширина венца  колеса

 мм

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Проверочный расчет тихоходной передачи по контактным

напряжениям

=271 Н/мм²-коэффициент материала, для стальных колес

- коэффициент торцевого перекрытия

=1,035

=0,796

=0,57

=0,415

Проверочный расчет быстроходной передачи по контактным

напряжениям

=271 Н/мм²-коэффициент материала, для стальных колес

- коэффициент торцевого перекрытия

=0,73 =0,86

=0,568

=0,41

Проверочный расчет тихоходной передачи по 

напряжениям изгиба

-необходимое условие прочности

Проверочный расчет быстроходной передачи по 

напряжениям изгиба

-необходимое условие прочности

 
 
 

Расчет  составляющих усилий в зацеплении. 

Для тихоходной ступени:

Окружная  сила:

Н

Радиальная сила:

 Н

где  

Для быстроходной ступени:

Окружная  сила:

Н

Радиальная сила:

 Н

где , . 

Осевая  сила угла наклона:

Н. 
 

Конструирование зубчатого редуктора

Расчет  подшипников качения 

Для несоосного редуктора  расстояние между опорами всех трех валов одинаково:

мм

расстояние между  опорами:

- зазор между колесами тихоходной  и быстроходной ступени. 

Расчет  нагрузок на подшипники

Максимальная нагрузка на опору быстроходного вала редуктора

 Н;

 Н;

 Н;

мм. 

Максимальная нагрузка на опору промежуточного вала редуктора

 Н;

 Н;

 Н;

 мм 

Максимальная нагрузка на опору тихоходного вала редуктора

 Н 
 

   Подшипники  качения выбираются по требуемой  динамической грузоподъемности С и  требуемому по условию прочности  диаметру вала d_в, а также учитывают условия нарезания шестерни, габаритные размеры подшипников и требования взаимозаменяемости.

Требуемая динамическая грузоподъемность подшипника: 

, где m= 3

L - ресурс подшипника в миллионах оборотов;

Р - эквивалентная нагрузка;

Предварительный выбор подшипника производят в предположении, что  F_a / F_r £ e;

P = F_r · K_g · j _э - эквивалентная нагрузка;

K_g - динамический коэффициент;

 j _э - коэффициент эквивалентной нагрузки, зависящий от режима; 
 
 

Выбор подшипников качения 

Конструирование и расчет элементов  корпуса редуктора 

  Выбор конструкции:

  Форма корпуса максимально приближена к параллелепипеду, никаких выступающих частей (кроме концов валов), все приливы внутри корпуса. Плоскость разъема – по оси валов, крышки подшипников – врезные. Отказ от болтовых соединений – все на винтах или шпильках (кроме фундаментных болтов). Отказ от ребер жесткости. Минимальная толщина стенок. Отказ от различных маслозащитных колец, сальников и канавок для стекания масла. Максимальная экономия металла, приливы – для каждого винта отдельно, минимальные зазоры между деталями и корпусом. Толщина стенки корпуса редуктора δ по условиям технологичности, в зависимости от приведенного габарита N отливки:

где:

N – габарит отливки,  мм;

L, B, H – соответственно длина, ширина и высота отливки;

мм

По соображениям технологичности  рекомендуемая толщина стенки корпуса редуктора δ=6 мм.

Толщина стенки корпуса  редуктора δ по условиям жесткости:

где:

- большее межосевое расстояние  зубчатой передачи;

мм

Принимаем большее  значение толщины стенки редуктора δ=6 мм. 

Определяем толщину  стенки в стыке δ_с

мм

Принимаем толщину  стенки в стыке δ_с=10 мм. 

Определяем толщину  стенки бобышки δ₁ (большее значение – для легких серий подшипников):

,

где:

D,d – наружный и внутренний диаметры выбранного подшипника, мм; 

Для тихоходной ступени:

 мм

Для быстроходной ступени:

 мм

Принимаем толщину  стенки бобышки δ₁ = 10 мм 

Определяем радиус литейных переходов в корпусе  редуктора r;

,

где:

δ₁,δ₂ – толщины сопрягаемых стенок, мм

Принимаем радиус литейных переходов в корпусе редуктора r = 5 мм