Привод механический
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ
УЧРЕЖДЕНИЕ ОБРАЗАВАНИЯ
«БРЕСТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»
Кафедра «Техническая эксплуатация автомобилей»
ПРИВОД МЕХАНИЧЕСКИЙ
Пояснительная записка
ДМ 09 – 01.00.00.00 ПЗ
Студент группы
Руководитель проекта
2007
СОДЕРЖАНИЕ
Задание по курсовому проектированию 3
Техническое задание 4
Введение 5
1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода 6
2 Расчет передач редуктора
3 Выбор типов подшипников качения для опор валов редуктора и схем их установки 25
4 Проектный расчет
и разработка конструкций
5 Конструирование насадных колес редуктора 34
6 Конструирование корпуса и компоновка редуктора. смазывание и смазочные устройства 36
7 Расчет соединений вал – ступица 43
8 Проверочный расчет валов редуктора 44
9 Проверочный расчет
предварительно выбранных
Используемые источники
Введение
В машиностроении большое
место занимает передаточный механизм,
наиболее широкое распространение
получили механизмы зубчатого зацепления
Они используются в качестве приводов и грузоподъемных механизмов.
Целью проекта является спроектировать 2-х ступенчатый привод червячно – цилиндрического редуктора. Необходимо выполнить расчеты передач и деталей общего машиностроительного назначения.
Исходные данные: крутящий момент =2000 Н*м, угловая скорость ω= 1,0 рад/с, число зубьев звездочки Zвых = 8, тип редуктора – цилиндрический,режим работы – передача движения толчками,передачи привода нет,введена цепная передача
1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
Для заданной схемы привода принимаем КПД его элементов: КПД муфты соединительной ηм=0,98; КПД закрытой червячной передачи (предварительно) ηч=0,85; КПД закрытой цилиндрической передачи (с учетом потерь в опорах) ηц=0,97.
Тогда общий КПД привода
Требуемая мощность электродвигателя
Принимаем , для цилиндрической . Общее передаточное число привода
Частота вращения электродвигателя
Выбираем двигатель 4А100S2У3 мощность Рэ=4,0 кВт и частотой вращения вала nэ=2880 мин-1.
Уточняем uобщ:
Передаточное число редуктора
Передаточное число тихоходной ступени
Определим характеристики каждого из валов привода.
Вал I:
Вал II:
Вал III:
Кинематический расчет выполнен правильно, так как на его выходе получили величины, соответствующие исходным данным.
2. Расчет передач редуктора
2.1. Расчет тихоходной ступени
2.1.1. Выбор варианта термообработки зубчатых колес.
При Т2=805,4 Нм<1400 Нм принимаем вариант термообработки I:
а) т.о. шестерни – улучшение, твердость поверхности 269…302 НВ;
б) т.о. колеса - улучшение, твердость поверхности 235…262 НВ;
в) марки сталей одинаковы для шестерни и колеса:45.
2.1.2. Предварительное
определение допускаемого
Предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений:
а) для шестерни
где
б) для колеса
Базовое число циклов напряжений
Коэффициент, характеризующий интенсивность типовых режимов нагружения передачи при расчете на сопротивление контактной усталости, для заданного типового режима 1 μн=0,5.
Число зацеплений с1=с2=1.
Эквивалентное число циклов напряжений:
Определим коэффициент долговечности.
Так как > , то:
Так как < , то:
Расчетный коэффициент запаса прочности:
Предварительная величина допускаемого контактного напряжения:
Условное допускаемое контактное напряжение:
Т.к. то
2.1.3 Определение межосевого расстояния.
Коэффициент ширины венца колеса
Коэффициент рабочей ширины венца шестерни
Коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по длине контактных линий
Вспомогательный коэффициент
Межосевое расстояние :
Принимаем стандартное значение
2.1.4 Определение модуля передачи.
Принимаем стандартное значение
При этом выполняется условие:
2.1.5 Определение угла наклона зубьев, а так же чисел зубьев шестерни и колеса.
Ширина венца колеса:
Коэффициент осевого перекрытия
Число зубьев шестерни
При этом, с целью исключения подрезания зубьев шестерни должно выполнятся условие
Число зубьев колеса
Уточняем окончательно значение угла
Уточняем величины
2.1.6 Определение фактического
Отклонение от равно 0.
2.1.7 Определение основных размеров шестерни и колеса.
Диаметры делительные:
Проверка
Примем коэффициенты высоты головки зуба и радиального зазора Тогда диаметры окружностей вершин зубьев и впадин при коэффициентах и :
Ширина венца шестерни
Рабочая ширина венца зубчатой передачи
Уточним коэффициент
Проверим условие
Условие выполняется
2.1.8 Проверка пригодности
Условие пригодности заготовки шестерни
Условие пригодности заготовки колеса
2.1.9 Определение степени точности передачи.
Окружная скорость шестерни и колеса
Степень точности 9.
2.1.10 Уточнение допускаемого
Допускаемое контактное напряжение
Т.к. величины остались прежними, то прежней осталась величина
2.1.11 Определение сил действующих в косозубом зацеплении.
Окружная сила на делительном цилиндре в торцевом сечении косозубой цилиндрической передачи:
При этом для шестерни и колеса:
Радиальная сила для шестерни и колеса:
Осевая сила для шестерни и колеса:
2.1.12 Определение коэффициента
Коэффициент нагрузки при расчете передачи на сопротивление контактной усталости
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределение нагрузки по длине контактных линий
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:
- динамическая добавка
где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев, =0,02;
- коэффициент, учитывающий
2.1.13 Проверочный расчет
передачи на сопротивление
Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес
Делительный угол профиля в торцевом сечении
Основной угол наклона зубьев
Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления
Коэффициент торцевого перекрытия
Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий
Условие сопротивления контактной усталости согласно ГОСТ 21354-87:
Сопротивление контактной усталости обеспечивается.
2.1.14 Определение допускаемого
Принимаем:
для шестерни (т.о. улучшение)
для колеса (т.о. улучшение)
Принимаем величины для шестерни и колеса:
Эквивалентное число циклов нагружения
Для шестерни и колеса
Тогда:
для шестерни
принимаем
для колеса
Согласно исходным данным привод индивидуальный и тогда
Окончательно допускаемое напряжение изгиба:
2.1.15 Определение коэффициента
Коэффициент нагрузки
Физический смысл коэффициентов тот же, что и коэффициентов (здесь индекс F обозначает, что эти коэффициенты используются при расчете зубьев на изгиб).
2.1.16 Проверочный расчет
зубьев на сопротивление
Эквивалентное число зубьев
Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений
Коэффициент, учитывающий наклон зубьев
Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев
Условие сопротивления усталости зубьев при изгибе согласно ГОСТ 21354-87:
Сопротивление усталости зубьев шестерни и колеса при изгибе обеспечивается.
2.1.17 Проверочный расчет
передачи на контактную
Определим предельно допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса:
для шестерни (т.о. улучшение)
для колеса (т.о. улучшение)
Максимальное контактное напряжение при перегрузке
2.1.18 Проверочный расчет передачи при изгибе пиковой нагрузкой.
Определим предельно допускаемое напряжение изгиба для шестерни и колеса:
для шестерни (т.о. улучшение)
для колеса (т.о. улучшение)
Проверочный расчет выполняют по условию
2.2 Расчет быстроходной ступени
2.2.1 Выбор материала червяка и червячного колеса.
Принимаем материал червяка – сталь 40Х, закалка ТВЧ до твердости Н1=45…50HRCэ с последующим шлифованием и полированием витков. Тип червяка – эвольвентный (ZI).
Скорость скольжения
В качестве венца червячного колеса принимаем безоловянную бронзу БрО10Ф1: способ отливки – в песок;
2.2.2 Определение допускаемых контактных напряжений при расчете передачи на сопротивление усталости активных поверхностей зубьев червячного колеса.
2.2.3 Определение основных
Принимаем число витков червяка
Число зубьев червячного колеса
Т.к. , то подрезание зубьев отсутствует.
Коэффициент диаметра червяка
Минимально допустимое значение
Принимаем стандартное значение Тогда
Приведенный модуль упругости:
Предварительная величина межосевого расстояния
Принимаем стандартное число
Предварительная величина модуля зацепления
Принимаем стандартное значение
Коэффициент смещения
Необходимо выполнение условия
Условие не выполняется.
Принимаем
Что допустимо.
Уточним передаточное число
Отклонения от ранее принятой величины 2%, что допустимо.
Размеры нарезанной части червяка:
делительный диаметр
начальный диаметр
делительный угол подъема линии витков
начальный угол подъема линии витков
высота головки витков
диаметр вершин витков
коэффициент высоты ножки
высота ножки витков
диаметр впадин витков
При
при
В качестве расчетной величины принимаем наибольшее значение
При для шлифуемого червяка увеличиваем
Принимаем 88 мм.
Размеры венца червячного колеса:
делительный диаметр
начальный диаметр
коэффициент высоты головки зубьев
высота головки зубьев
диаметр вершин зубьев колеса в среднем сечении
коэффициент высоты ножки
высота ножки зубьев
диаметр впадин зубьев колеса в среднем сечении
наибольший диаметр червячного колеса
Ширина венца
Принимаем
Условный угол обхвата червяка венцом колеса:
2.2.4 Проверочный расчет передачи
на сопротивление контактной
усталости активных
Окружная скорость червяка
Скорость скольжения
что незначительно отличается от предварительно рассчитанной Оставляем без изменения ранее принятый материал.
Принимаем угол трения между стальным червяком и колесом из бронзы .
Тогда КПД червячной передачи
Уточним вращающий момент на валу червячного колеса
Коэффициент динамической нагрузки
Коэффициент концентрации нагрузки
Коэффициент расчетной нагрузки
Торцевой коэффициент перекрытия в средней плоскости червячного колеса
Расчетное контактное напряжение
Условие сопротивления контактной усталости значит условие выполняется.
2.2.5 Определение допускаемых
напряжений изгиба при расчете
зубьев колеса на
Суммарное число циклов перемены напряжений
Коэффициент эквивалентности
Эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы
Коэффициент долговечности при расчете зубьев колеса на сопротивление усталости при изгибе
При этом должно выполнятся условие
Данное условие выполняется.
Тогда
2.2.6 Проверочный расчет зубьев
червячного колеса на
Окружная сила на червячном колесе
Эквивалентное число зубьев колеса
Коэффициент формы зуба червячного колеса
Коэффициент расчетной нагрузки
Нормальный модуль
Напряжение изгиба зубьев колеса
2.2.7 Проверочный расчет передачи на контактную прочность при кратковременной перегрузке.
Предельно допускаемые контактные напряжения
Максимальное контактное напряжение при кратковременной перегрузке
2.2.8 Проверочный расчет передачи на изгибающую прочность при кратковременной перегрузке.
Предельно допускаемые напряжения изгиба
Максимальное напряжение изгиба при кратковременной перегрузке
3 Выбор типов подшипников качения для опор валов редуктора и схем их установки
3.1 Вал быстроходный
Подшипники вала червяка установлены по схеме рис. 3.1 (одна опора фиксирующая сдвоенная, вторая - плавающая). В качестве фиксирующей опоры принимаем конические роликоподшипники, которые устанавливаем в стакан и регулируем зазоры в них набором тонких металлических прокладок, размещаемых между фланцами подшипниковой крышки и стакана. Внутренние кольца подшипников поджаты к ступени вала круглой шлицевой гайкой с многолапчатой стопорной шайбой. Для того, чтобы шлицевая гайка не касалась сепаратора, выступающего за пределы наружного кольца, между торцами внутреннего кольца левого подшипника и гайки установлена дистанционная втулка. В качестве плавающей опоры используется радиальный шарикоподшипник, внутреннее кольцо которого закреплено на валу с помощью пружинного упорного плоского кольца. Т.к. окружная скорость погруженного в масло колеса менее 1 м/с, то подшипники смазываем пластичным смазочным материалом. Для изолирования подшипниковых узлов от внутренней полости редуктора используем стальные уплотнительные шайбы. В качестве наружных уплотнений подшипниковых узлов используем резиновые армированные манжеты. Подшипниковые крышки привертные.
3.2 Вал промежуточный
Подшипники промежуточного вала установлены по схеме рис. 3.2 (враспор). В качестве опор принимаем конические роликоподшипники, регулируем зазоры, в которых набором тонких металлических прокладок, размещаемых между фланцами подшипниковой крышки и корпуса.
Внутренние кольца подшипников упираются в ступени вала.
Для изолирования подшипниковых узлов от внутренней полости редуктора используем стальные уплотнительные шайбы. Подшипниковые крышки привертные.
3.3 Вал тихоходный
Подшипники тихоходного вала установлены по схеме рис. 3.3 (враспор). В качестве опор принимаем конические роликоподшипники, регулируем зазоры, в которых набором тонких металлических прокладок, размещаемых между фланцами подшипниковой крышки и корпуса. Внутренние кольца подшипников упираются в ступени вала. Для изолирования подшипниковых узлов от внутренней полости редуктора используем стальные уплотнительные шайбы. Подшипниковые крышки привертные.
Рис. 3.1
Рис. 3.2
Рис. 3.3
4 Проектный расчет и разработка конструкций валов редуктора. Выбор типоразмеров подшипников качения и муфт
4.1 Вал быстроходный
Размеры вала электродвигателя 4А100S2У3 диаметр длина
Определение диаметра концевого участка при
Т.к. входной конец данного вала соединяется с валом электродвигателя посредством муфты, то необходимо выдержать соотношение
По ГОСТ 12081 – 72 принимаем размеры конца вала червяка(первой ступени): диаметр длина (исполнение 2 - короткие).Крепление полумуфты с коническим отверстием на конце вала червяка будем осуществлять с помощью гайки М16×1,5 со стопорной шайбой. Поэтому принимаем конец вала червяка типа 1. Принятый диаметр соответствует табличному значению для муфты МУВП.
Диаметр второй ступени принимаем что соответствует размерам стандартной манжеты, устанавливаемой в подшипниковой крышке на второй ступени.
Определим диаметр третьей ступени, на которой выполняется резьба для круглой шлицевой гайки. Ближайшей большей по отношению к является резьба М33×1,5. Однако диаметр ступени перед данной резьбой должен быть не более 29,5 мм. В нашем случае размер данной ступени составляет 30 мм, что недопустимо. Окончательно принимаем, что на третьей ступени будет выполнена резьба М36×1,5.
На четвертой ступени вала устанавливаются конические роликоподшипники, которые при сборке вала должны свободно проходить над третьей ступенью. Принимаем что соответствует диаметрам подшипников. Выбираем предварительно конические роликоподшипники средней серии 7308 (ТУ 37.006.162-89).
Пятая ступень вала является буртиком для подшипника 7308. Стандартный размер буртика для этого подшипника Т.к. для червяка , то с целью обеспечения свободного выхода инструмента при нарезании витков ( ) принимаем окончательно .
Размеры нарезаемой части червяка (шестая ступень):
Размеры остальных ступеней вала червяка:
Исходя из , выбираем предварительно радиальный шарикоподшипник средней серии 308. Для подшипника 308 диаметр буртика . Что соответствует .
Муфта МУВП соединяет вал электродвигателя цилиндрической формы диаметром и длиной с концом вала червяка конической формы диаметром длиной . Расчетный вращающий момент при выборе муфты при коэффициенте режима нагрузки
Для соединяемых валов в ГОСТе
предусмотрена муфта с
Примем исполнение муфт. На вал электродвигателя устанавливается полумуфта исполнения 1 – с цилиндрическим отверстием для длинных концов валов по ГОСТ 12080-66 (длина ступицы ). На входной конец вала червяка устанавливается полумуфта исполнения 2 – с коническим отверстием для коротких концов валов по ГОСТ 12081-72 (длина ступицы ). Обозначение муфты: Муфта упругая втулочно-пальцевая 125-25-1-25-2 УЗ ГОС Т 21424-93.
4.2 Вал промежуточный
На промежуточном валу заодно целое с валом выполнена косозубая шестерня тихоходной цилиндрической раздвоенной ступени и установлено насадное червячное колесо быстроходной ступени редуктора.
Диаметр вала под ступицей на которую насаживается червячное колесо при
Принимаем
Между ступицей колеса и подшипником предполагаем установку распорного кольца. С целью снижения концентрации напряжений предусматриваем минимальный перепад диаметров d1 и d2. Принимаем . Что соответствует диаметрам внутренних колец подшипников качения. Выбираем роликовый конический однорядный подшипник средней серии 7307 (ТУ 37.006.162-89). Второй подшипник, устанавливаемый на шестой ступени вала, принимаем такого же размера.
Наружный диаметр распорного кольца со стороны подшипника, служащего для него буртиком составляет . Размер фаски в отверстии ступицы насадной шестерни .
Высота буртика для насадной шестерни
Наружный диаметр распорной кольца со стороны ступицы шестерни
Выполняем распорное кольцо цилиндрическим с наружным диаметром .
Третьей ступенью вала является косозубая цилиндрическая шестерня, размеры которой были определены ранее. Т.к. , то при нарезании зубьев шестерни обеспечивается свободный выход инструмента.
