МИНИСТЕРСТВО  ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Южно-Российский государственный университет экономики  и сервиса

Волгодонский  институт сервиса

Кафедра технического сервиса 
 
 
 
 
 
 
 

ПРИВОД  ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ 

Пояснительная записка

к курсовой работе по дисциплине

«Основы конструирования и проектирования» 
 
 
 
 
 
 

Студент:               Веприкова Ю. В.

        гр. 3СИ₁ (932) 
 
 

Руководитель  проекта:                   Кравченко П. Д. 
 
 
 
 
 
 

Волгодонск 

2004 

СОДЕРЖАНИЕ: 

ВВЕДЕНИЕ:

 

       Редуктором  называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный  в виде отдельного агрегата, и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

       Назначение  редуктора − понижение угловой скорости и, соответственно, повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

       Редукторы классифицируют по следующим признакам: типу передачи, (зубчатые, червячные  или зубчато-червячные), числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые), типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические), относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные), особенностями кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью).

       Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах  обеспечивают планетарные и волновые редукторы. 

       Выполнение  курсовой работы способствует закреплению  и углублению знаний и умений, полученных при изучении дисциплины «Основы  функционирования систем сервиса».

       Работа  позволяет получить следующие навыки:

• применение на практике приемов расчета и конструирования;
• составления кинематических схем, описания устройства и принципа действия проектируемого объекта;
• обоснования и разработки технических решений и расчетов элементов конструкций;
• работы со специальной технической литературой;
• анализа технических параметров и технико-экономического анализа проектируемого изделия.

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

 

       Вариант представляет схему традиционной компоновки конвейеров для перемещения, например, рулонов ткани, подвесного конвейера для перемещения готового платья и т.д.

       Современная компоновка приводов бытовых приборов, машин и аппаратов основана на принципах компактности. Например, двигатель ручного электросверла встроен в корпус, привод компрессора холодильника встроен вместе с компрессором в полностью изолированный корпус. Широко распространены мотор-редукторы безмуфточного исполнения, одно- и двухступенчатые планетарные или волновые редукторы с большими передаточными отношениями. Такие приемы конструирования и компоновки привода применяются конструкторами-машиностроителями при проектировании специальных приводов.

       Вариант задания содержат наиболее распространенные узлы и элементы, расчет и компоновка которых позволяют развить начальные навыки проектирования. Согласно заданию необходимо освоить процесс расчета, конструирования, компоновки и сборки основного узла – промежуточного вала в сборе с шестернями, подшипниками, элементами регулирования; в таком узле сконцентрированы основные элементы зубчатых передач, наиболее распространенных в приводах объектов машиностроения, в частности, бытовых машин, приборов и аппаратов.

       Современная компоновка приводов бытовых приборов, машин и аппаратов основана на принципах компактности. Например, двигатель ручного электросверла встроен в корпус, привод компрессора холодильника встроен вместе с компрессором в полностью изолированный корпус. Широко распространены мотор-редукторы безмуфтового исполнения. 

Исходные  данные: 

       P_Вых = 12 кВт – мощность на выходном валу редуктора;

       n_Вых = 150 об/мин – частота вращения выходного вала;

       L_h = 10000 ч – время работы.

РАСЧЁТНАЯ ЧАСТЬ

I. Кинематические расчеты

     1.1. Кинематическая схема  привода

 

 

1. Электродвигатель (мотор)

2. Муфта  упругая

3. Вал  быстроходный

4. Вал-шестерня  быстроходной ступени

5. Корпус  редуктора

6. Подшипниковый  узел с глухой крышкой

7. Зубчатое  колесо быстроходной ступени

8. Вал-шестерня  тихоходной ступени

9. Вал-шестерня  промежуточный

10.Барабан приводной цепной передачи

11.Зубчатое колесо тихоходной ступени

12.Подшипниковый  узел со сквозной крышкой с  уплотнением 

13. Муфта упругая

14. Опора подшипниковая приводного барабана

15. Вал приводного барабана

16. Цепная передача  

       Проектируемый редуктор служит для передачи вращения и изменяющегося крутящего момента от электродвигателя к исполнительному механизму – приводному барабану цепной передачи. Проследим передачу момента. От электродвигателя 1 посредством муфты 2 крутящий момент передается на быстроходный вал 3, установленный в корпусе 5 на подшипниках 6. Быстроходный вал имеет зубчатый венец 4 (шестерня), которая зацепляется с зубчатым колесом 7, установленным посредством шпоночного соединения с промежуточным валом 9, установленным также на подшипниках качения. На промежуточном валу имеется также зубчатый венец 8 (промежуточный вал может быть выполнен в виде вал-шестерни), которое зацепляется с зубчатым колесом 11, установленным посредством шпоночного соединения на тихоходном валу 10, установленном также в корпусе редуктора на подшипниках качения. Выходной конец тихоходного вала 10 посредством шпоночного соединения и муфты 13 соединен с приводным валом 15 цепной передачи 16. Условно называют зубчатую передачу 4-7 быстроходной ступенью и зубчатую передачу 8-11 тихоходной ступенью редуктора.

       Итак, крутящий момент передается: с вала электродвигателя на быстроходную ступень 4-7, далее на промежуточном валу на участке 7-8 на тихоходную ступень 8-11, далее на муфту 13 и на вал приводного барабана 15.

       Число оборотов электродвигателя в данной системе максимально. Число оборотов промежуточного вала в раз меньше; число оборотов тихоходного вала в раз меньше. Момент на валу электродвигателя в данной системе минимальный, а на выходном валу – максимальный, с учетом небольших потерь в подшипниках, зубчатых передачах и муфтах. Можно сказать, что момент возрастает в раз.

       1. 2. Выбор электродвигателя

 

    Для выбора электродвигателя определяют его требуемую мощность и частоту вращения. 

       1. Общий КПД привода:

       

,

       по  таблице 1.1 находим значения КПД  отдельных звеньев кинематической цепи:

       

; ; ,

где: - КПД зубчатой передачи; - КПД муфты; - КПД опор приводного вала.

       Таким образом, . 

       2. Потребляемую мощность (кВт) привода (мощность на выходе) определяют по формуле:

Следовательно, требуемая мощность электродвигателя:

       

кВт.

       По  таблице 24.9 выбираем стандартный электродвигатель АИР160S2 мощностью P_дв = 15 кВт с синхронной частотой вращения n_дв = 2910 об/мин.

1. 3. Уточнение передаточных чисел привода

 

Передаточные  числа u_Б быстроходной и u_Т тихоходной ступеней двухступенчатого редуктора определяют по соотношениям:

 

Общее передаточное число привода находим по формуле:

;     .

Тогда:

;     .

       1. 4. Определение вращающих моментов на валах привода

 

Вращающий момент электродвигателя находим по формуле:

        ;     Н·м.

Частота вращения быстроходного вала:

        ;     об/мин.

Частота вращения промежуточного вала:

        ;     об/мин.

Частота вращения тихоходного вала:

        ;     об/мин.

Вращающий момент на быстроходном, промежуточном и  тихоходном валах редуктора определяются по формулам:

        ;     ;     .

Подставим имеющиеся значения в формулы:

Н· м;     Н· м;     Н· м.

II. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

       2. 1. Выбор твердости, термической обработки и материала колес

 

       Для силовых передач чаще всего применяют стали. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньшие, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая, в свою очередь, зависит от марки стали и варианта термической обработки. По таблице 2.1 для шестерни и зубчатого колеса выбрана сталь марки 40Х. Термическая обработка зубчатого колеса – улучшение, твердость 235…262НВ, МПа; термическая обработка шестерни – улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности 45…50 HRC, МПа. Твёрдость сердцевины зуба соответствует термообработке улучшение. Зубья колес из улучшаемых сталей хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению.

       2. 2. Допускаемые контактные напряжения

 

       Допускаемые контактные напряжения для шестерни и зубчатого колеса определяют по формуле:

.

Предел контактной выносливости вычисляют по формуле:

     Для зубчатого колеса – σ_Hlim = 2HB_cp + 70; σ_Hlim = 2 · 250 + 70 = 570МПа.

     Для шестерни – σ_Hlim = 17 · HRC_cp + 200; σ_Hlim = 17 · 47,5+200 = 1007,5 МПа. 

       Коэффициент запаса прочности для зубчатых колес  с однородной структурой материала S_H = 1,1, для шестерни S_H = 1,2, так как у нас зубчатое колесо с поверхностным уплотнением.

       Коэффициент долговечности:

       

, при условии 1≤Z_N≤Z_Nmax.

где  число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяют по средней твердости поверхностей зубьев:

       

;

       

;     .

       Ресурс  N_k передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения , об/мин, и времени работы , час, находится по формуле:

       

,

       где – число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот.

       при расчете первой ступени редуктора:  ;

       при расчете второй ступени редуктора: .

       В соответствии с кривой усталости  напряжения не могут иметь значений меньших . Поэтому, поскольку в обоих случаях , принимаем . Следовательно, коэффициент . 

     Коэффициент , учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, принимаем .

     Коэффициент Z_v учитывает влияние окружной скорости v.

Для зубчатого  колеса: Z_v = 0,85· v^0,1≥1, при H≤350HB.

Для шестерни: Z_v = 0,925· v^0,05≥1, при Н >350 НВ.

Окружную скорость v, м/с, вычисляют по формуле:

;

Предварительное значение межосевого расстояния , мм, найдем по формуле:

,

где К=8 – коэффициент, зависящий от поверхностной твердости зубьев.

мм.

Тогда  .

Степень точности по ГОСТ 1643-81 – передачи пониженной точности.

       Коэффициент Z_v = 1,0 для шестерни и для зубчатого колеса, − это значение соответствует твердым передачам, работающим на малых окружных скоростях.

       

МПа;     МПа.

       Поскольку допускаемые контактные напряжения для цилиндрических передач с прямыми зубьями не могут превышать меньшего из допускаемых контактных напряжений шестерни и колеса , то МПа.

       2. 3. Допускаемые напряжения изгиба

 

       Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и  колеса определяют по общей зависимости, учитывая влияние на долговечность сопротивления усталости при изгибе, шероховатости поверхности выкружки и реверса, используя приведенную ниже формулу:

.

       Предел  выносливости при отнулевом цикле  вычисляют по следующей формуле:

       

;

       

МПа; МПа.

       Коэффициент запаса прочности  ,

       Коэффициент долговечности:

       

, при условии 1≤Y_N≤Y_Nmax.

       q_Ш=9, q_ЗК=6 

       N_k – вычисляют по контактным напряжениям, в соответствии с кривой усталости σ_F не может быть меньше σ_Flim.

       Для длительно работающих быстроходных передач принимают  , поэтому .

    Коэффициент , учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, принимаем , поскольку это значение соответствует шлифованию и зубофрезерованию с параметром шероховатости мкм.

       Коэффициент , поскольку приложение нагрузки одностороннее (без реверса).

       

МПа;     МПа.

       Поскольку допускаемые напряжения изгиба для цилиндрических передач с прямыми зубьями не могут превышать меньшего из допускаемых напряжений изгиба шестерни и колеса , то МПа.

2. 4. Учет режима нагружения при определении допускаемых напряжений

 

       Режим нагружения редуктора средний нормальный, т.е. работа большую часть времени со средними нагрузками.

       В расчетах на контактную выносливость переменность режима нагружений учитывают при определении коэффициента долговечности : вместо назначенного ресурса подставляют эквивалентное число циклов :

,

где – коэффициент эквивалентности (по табл. 2.4).

       при расчете первой ступени  редуктора:     ;

       при расчете второй ступени  редуктора:     .

Поскольку в обоих случаях  , то принимаем .

       В расчетах на выносливость при изгибе для определения коэффициента долговечности вместо подставляют эквивалентное число циклов :

,

       где – коэффициент эквивалентности (по табл. 2.4).

       

       

Поскольку , то принимаем . 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

III. Расчет цилиндрических зубчатых передач

3. 1. Расчет зубчатой передачи первой ступени

3. 1. 1 Межосевое расстояние

 

Предварительное значение межосевого расстояния нашли  по формуле:

,

где К=8 – коэффициент, зависящий от поверхностной твердости  зубьев.

мм;

       в соответствии с рядом стандартных  размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) принимаем мм.

       Окружную  скорость v, м/с, вычислим по формуле:

;

.

Степень точности по ГОСТ 1643-81 назначена .

       Уточняем  значение межосевого расстояния по формуле:

,

       где МПа;

              – коэффициент ширины, принимают в зависимости от положения колес относительно опор.

              – коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность, вычисляется по формуле:

.

       Коэффициент учитывает внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления и погрешностями профилей зубьев шестерни и колеса. Значение (по табл. 2.6).

       Коэффициент учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления и упругими деформациями валов, подшипников. Зубья зубчатых колес могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становится более равномерным. Поэтому рассматривают коэффициенты неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы и после приработки . Значение коэффициента принимают по табл. 2.7 в зависимости от коэффициента , схемы передачи и твердости зубьев.

;     .

       Коэффициент определяют по формуле:

,

       где – коэффициент, учитывающий приработку зубьев:

(по табл. 2.8).

.

       Коэффициент определяют по формуле:

       

.

       Начальное значение коэффициента распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешностями шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности:

       

;     .

       

.

       Используя полученные значения, находим коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность:

       

.

       

мм;

       в соответствии с рядом стандартных  размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) принимаем мм.

3. 1. 2 Предварительные основные размеры зубчатого колеса

 

       Делительный диаметр зубчатого колеса вычисляется  по формуле:

;     мм.

       Ширина  зубчатого колеса вычисляется по формуле:

;     мм;

       в соответствии с рядом стандартных  размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) принимаем мм.

       Ширина  шестерни вычисляется по формуле:

;     мм.

3. 1. 3 Модуль передачи

 

    Максимально допустимый модуль , мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания:

       

;     мм.

Минимальное значение модуля ,мм, определяют из условия прочности:

,

       где ;

              – коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба, вычисляется по формуле:

.

       Коэффициент учитывает внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Значение принимают по табл. 2.9.

         – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, находят по формуле:

;     .

         – коэффициент, учитывающий  влияние погрешностей изготовления  шестерни и колеса на распределение  нагрузки между зубьями. Определяют так же, как при расчетах на контактную прочность:

;     .

       Используя полученные значения, находим коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба: .

мм.

       Из  ряда стандартных модулей принимаем  мм.

3. 1. 4 Суммарное число зубьев колес и угол наклона

 

Угол наклона  .

Суммарное число  зубьев:

;     .

Число зубьев шестерни:

;     .

Число зубьев зубчатого колеса:

;     .

Фактическое передаточное число:

;     .

Отклонение  фактического передаточного числа от заданного:

       

.

3. 1. 5 Диаметры колес

 

Делительный диаметр  шестерни:

;     мм.

Делительный диаметр зубчатого колеса:

;     мм.

Диаметр окружностей вершин зубьев колес:

,

где – коэффициент смещения, при принимает значение ;

              – коэффициент воспринимаемого смещения: ;