Привод общего назначения
Липецкий государственный технический университет
Кафедра прикладной механики
КУРСОВАЯ РАБОТА
|
на тему: «Привод общего назначения». по предмету: «Детали машин». РАСЧЁТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
|
Студент __________ Тенихина О. А.
Группа УОЗА 11-2
Руководитель
__________________ __________ Щеглов А. В.
ученая степень, ученое звание подпись, дата фамилия, инициалы
Липецк 2014г.
Задание № 5
1. Электродвигатель
2. Передача плоскоременная
3. Редуктор цилиндрический
4. Муфта
№ п\п |
Величина |
Вариант | |||||||||
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6* |
7 |
8 |
9 |
10 | ||
1. |
Мощность Рвых, кВт |
2,7 |
3,5 |
5,0 |
6,5 |
9,5 |
13,0 |
16,0 |
18,0 |
20,0 |
22,0 |
2. |
Частота вращения nвых, мин-1 |
105 |
95 |
100 |
90 |
115 |
105 |
110 |
100 |
115 |
100 |
3. |
Угол наклона ременной передачи к горизонту, град |
45 |
30 |
0 |
60 |
50 |
35 |
40 |
0 |
45 |
60 |
4. |
Срок службы Lг, лет |
10 |
8 |
7 |
6 |
9 |
7 |
8 |
5 |
11 |
6 |
5. |
Ксут |
0,7 |
0,6 |
0,5 |
0,4 |
0,3 |
0,2 |
0,5 |
0,6 |
0,7 |
0,5 |
6. |
Кгод |
0,9 |
0,8 |
0,7 |
0,6 |
0,5 |
0,9 |
0,8 |
0,7 |
0,6 |
0,5 |
Нагрузка постоянная | |||||||||||
Аннотация.
Объём расчетно - пояснительной записки составляет 44 страницы формата А4, включает в себя ил. 4, табл. 3, библиограф 5 назв., прил. 2.
В данном курсовом проекте представлен расчёт одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора. Редуктор – это комплексная зубчатая передача, состоящая из зубчатых колес, валов, осей, подшипников, корпуса и системы смазки.
Проводится выбор материала зубчатых колёс, определяются допустимый и изгибающие контактные напряжения, определяются основные параметры передачи, предварительные диаметры валов, выбор подшипников, рассчитывается на прочность и выносливость выходной вал редуктора и шпоночные соединения, определяется ресурс подшипников.
Графическая часть.
Первая эскизная компоновка…………………………………………..А1
Вторая эскизная компоновка…………………………………………..А1
Оглавление.
Оглавление
Основная часть.
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. Указанные механизмы являются наиболее распространенной тематикой курсового проектирования.
Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают 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.
Редукторы классифицируются по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, конически-цилиндрические и т.д.); относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).
1.Подбор электродвигателя и кинематический расчёт.
1.1 Общий КПД привода.
При последовательном соединении механизмов общий кпд привода определяется как произведение значений кпд входящих в него механизмов (передач):
,
где
– кпд плоскоременной передачи;
– кпд пары подшипников качения;
– кпд пары цилиндрических колес;
– кпд закрытой зубчатой передачи
Значения кпд приняты по [2,СБ] (Чернавский С. А. и другие. «Курсовое проектирование и детали машин»). СПБ. М.: Машиностроение, 1988. - 416 С.: ил.
1.2 Требуемая мощность электродвигателя.
,
По данным П1 [2, СБ] Чернавский С. А. и другие. «Курсовое проектирование и детали машин»). СПБ. М.: Машиностроение, 1988. - 416 С.: ил. принимаем электродвигатель мощностью 15 кВт. Электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А160М6УЗ с параметрами и скольжением 2,6 %; при этом перегрузка электродвигателя
Следовательно электродвигатель подходит.
Принимаем к дальнейшему рассмотрению двигатель с частотой вращения вала .
Определим рабочую частоту.
где S=0,026 [ 1, с. 390]
= 1000 ( 1-0,026) = 974 мин-1
Определим общее передаточное отношение привода.
Оценим общее возможное передаточное отношение привода.
= ∙
Реализация общего передаточного отношения возможна.
1.3 Разбивка передаточного отношения по ступеням.
Примем передаточное отношение редуктора близкое стандартное значение и в соответствии с ГОСТ 2185-66 = 5
=
2.0 Силовой расчёт привода.
2.1 Вращающие моменты на валах.
2.1.1 Частоты вращения и угловые скорости валов электродвигателя.
2.1.2 Первый вал редуктора.
2.1.3 Второй вал редуктора.
2.2 Вращающие моменты на валах электродвигателя.
2.2.1 Вал электродвигателя.
2.2.2 Первый вал редуктора.
2.2.3 Второй вал редуктора.
2.3 Мощность на валах привода.
2.3.1 Вал электродвигателя.
2.3.2 Первый вал редуктора.
2.3.3 Второй вал редуктора.
2.4 Результаты расчёта сводим в таблицу.
Таблица 1
|
Вал |
n, об/мин |
w, рад/с |
P, кВт |
Т, НĦм |
Вал электродвигателя |
974 |
101,9 |
14,29 |
140,24 |
Ведущий вал |
974 |
101,9 |
13,86 |
136,02 |
Ведомый вал |
194,8 |
20,38 |
13,31 |
653,3 |
3.0 Расчёт редуктора.
3.1 Выбор материала зубчатых колёс и вида термической обработки.
Шестерня: сталь 40Х; термообработка – улучшение; диаметр заготовки ; твёрдость рабочих поверхностей зубьев – 269…302НВ; предел прочности δв =900 МПа.
Колесо: сталь 40Х; термообработка – улучшение; ширина заготовки венца зубчатого колеса ; твердость рабочих поверхностей – 235…262; предел прочности δв =790 МПа.
Принимаем среднюю твердость шестерни 286НВ1, колеса 250НВ2.
3.2 Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса.
Определение допускаемых контактных напряжений [δ]Н регламентируется по ГОСТ 21354 – 75:
где предел контактной выносливости при базовом цикле нагружения. П1[8, табл. 2];
- коэффициент долговечности, определяемый по формуле
,
где - значения базового числа циклов нагружения;
;
- эквивалентное число циклов
нагружения за весь срок
,
где – частота вращения шестерни (колеса), мин-1;
t – срок службы передачи под нагрузкой, рассчитываем по формуле
t = L ∙ 365
∙Kгод.∙ 24 ∙ Kсут. =7 ∙365 ∙ 0,8 ∙ 24 ∙ 0,2 = 9811,2
ч.
с – число зацеплений, с = 1
;
,
если ; при условии
1 ≤≤2,3
,
если ; при условии
1 ≤≤2,3
= 1,1 допускаемый коэффициент безопасности при однородной структуре материала (улучшение)
;
Принимаем допускаемое контактное напряжение для косозубых цилиндрических колёс:
,
при этом выполняется условие
, где =
3.3 Определяем допускаемые напряжения при расчёте зубьев на изгиб.
Допускаемые напряжения изгиба определяются по формуле
где - предел выносливости на изгиб при базовом числе циклов нагружения [1 СБ] (В. Я Баранцов, Т. Г. Зайцева) Методические указания к курсовому проектированию[с. 11, табл. 3],
П1[11, табл. 3];
- коэффициент безопасности П1[11, табл. 3]
- коэффициент долговечности
,
где m- показатель степени, зависящий от твёрдости:
m = 6 при твердости ≤ 350 HB;
- эквивалентное число циклов нагружения зубьев за весь срок службы передачи:
= 358’000’876,8 циклов
,
значения принимаемые к расчёту, могут быть в пределах 1≤≤2,08 при твёрдости ≤350HB, следовательно принимаем = 1,0
,
.
3.4. Определяем
предельно допускаемые
при твёрдости ≤350 HB;
[1 СБ](8, табл. 1)
;
.
3.5 Определяем межосевое расстояние.
,
где i – передаточное отношение ступени редуктора;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для косозубых колёс;
Т2 - вращающий момент на валу колеса, Н∙мм;
- коэффициент ширины зубчатого венца,
, может принимать значения по ГОСТ 2185-66, для косозубых передач = 0,25…0,4.
Принимаем = 0,4.
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределение нагрузки по ширине зубчатого венца [1 СБ](12, табл. 4), принимаем
= 1,25;
По полученному значению принимаем ближайшее стандартное по ГОСТ
2185-66 = 160 мм.
3.6 Выбор модуля зацепления.
При твёрдости зубьев шестерни и колеса ≤ 350HB
mn = (0,01…0,02) ∙
mn = (0,01…0,02) ∙ 160 = 1,6…3.2
По ГОСТ 9563-80* принимаем ближайшее стандартное значение модуля
mn = 2,5.
Примем предварительно угол наклона зубьев β = 80
Следовательно, окружной модуль вычислим по формуле:
3.7 Определяем число зубьев шестерни и колеса.
Определяем число зубьев шестерни.
3.8 Определим число зубьев шестерни.
принимаем > = 17cos3β = 16,5
3.9 Определим число зубьев колеса.
3.10 Уточняем значение угла наклона зубьев.
3.11 Проверяем межосевое расстояние.
Для косозубых колёс
Рассчитываем диаметры делительных окружностей
Проверяем значение межосевого расстояния
Следовательно, расчётное межосевое расстояние соответствует принятому ранее.
3.10 Проверяем значение ψba.
Рабочую ширину зубчатого венца колеса рассчитываем как
Рабочую ширину шестерни рассчитываем как
Принимаем
Коэффициент ширины шестерни по диаметру
3.11 Проверка правильности принятых ранее значений заготовок.
,
где - диаметр окружностей вершин зубьев, рассчитываем по формуле:
Принимаем ≤
Рабочую ширину заготовки для зубчатого колеса рассчитываем как
; <
Рабочую толщину заготовки для обода колеса рассчитаем по формуле:
Принимаем = 22 мм
Диаметр окружностей впадин зубьев
Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке – улучшение. Поэтому выбранная в начале расчета марка стали 40Х не требует изменения.
3.12 Определяем окружную скорость в зацеплении.
3.13 Назначаем степени точности передачи в зависимости от окружной скорости.
Согласно скорости V= 2,7 м/с, для косозубых колес при скорости до 10 м/с следует принимать 8-ю степень точности. [1СБ](с.15, табл. 6)
3.14 Определим силы действующие в зацеплении.
Окружная сила:
Радиальная сила:
Осевая сила:
3.15 Уточняем коэффициент нагрузки.
В косозубой передаче теоретически зацепляется одновременно не менее двух пар зубьев. На практике ошибки нарезания зубьев могут устранить двухпарное зацепление, и при контакте одной пары между зубьями второй пары может быть небольшой зазор, который устраняется под нагрузкой вследствие упругих деформаций зубьев. Однако, первая пара зубьев нагружена больше, чем вторая на размер усилия, необходимого для устранения зазора. Это учитываем коэффициентом KH , назначаемым из [1 СБ] (с.15, табл. 6) KH = 1,09.
Определим коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра шестерни
,
исходя от полученного значения KH = 1,15 [1 СБ](16, табл. 7).
KH - коэффициент внутренней динамической нагрузки. Назначаем по [1 СБ](с.17, табл. 8) в зависимости от скорости и степени точности KH = 1,0, следовательно,
3.16 Проверяем величины расчётного контактного напряжения.
3.17 Проверка зубьев на выносливость при изгибе.
,
где - коэффициент формы зуба, зависящий от числа зубьев (для косозубых колес – от эквивалентного числа зубьев
Коэффициенты формы зуба назначаем = 4,07; ;
- для косозубых передач вычисляем по формуле:
;
- коэффициент нагрузки, определим по формуле:
,
где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для косозубых значения следующие:
Степень точности 8, следовательно = 0,9;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца [1 СБ] (с. 18, табл. 9), т.к. , то =1,15;
- коэффициент динамичности нагрузки [1 СБ] (с. 19, табл.10), принимаем = 1,1;
При проверке по напряжениям изгиба должно выполняться условие:
140,1 МПа ≤ 294,2 МПа; 123,9 МПа ≤ 257,1 МПа
3.18 Проверка зубьев на изгиб при кратковременных перегрузках.
,
где П3[459, табл. 24.9]
При проверке зубьев на изгиб при кратковременных перегрузках должно выполняться условие
,
280,2 МПа ≤ 600 МПа; 247,8 МПа ≤ 600 МПа, что удовлетворяет использованию.
3.19 Результаты расчетов сведены в таблицу 1 основных параметров зубчатых передач.
Таблица 2
Наименование параметра |
Буквенное обозначение |
Единицы измерения |
Численное значение | |
Вращающий момент на ведомом валу |
Т2 |
Н∙м |
653,3 | |
Угловые скорости валов |
|
рад/с |
101,9 32,35 | |
Межосевое расстояние |
aw |
мм |
160 | |
Модуль нормальный Модуль торцевой |
|
мм мм |
2,5 2,53 | |
Угол наклона зубьев |
β |
град |
8 | |
Число зубьев |
шестерни |
Z1 Z2 |
21 106 | |
колеса | ||||
Делительный диаметр |
шестерни |
d1 |
мм |
53,03 |
колеса |
d2 |
мм |
267,68 | |
Диаметр окружности впадин зубьев |
шестерни |
df1 |
мм |
46,78 |
колеса |
df2 |
мм |
261,43 | |
Диаметр окружности вершин зубьев |
шестерни |
da1 |
мм |
58,03 |
колеса |
da2 |
мм |
272,68 | |
Число зубьев |
шестерни |
Z1 |
- |
21 |
колеса |
Z2 |
- |
106 | |
Ширина венца |
шестерни |
b1 |
мм |
70 |
колеса |
b2 |
мм |
64 | |
Степень точности |
- |
- |
8 | |
Окружное усилие |
Ft1 =Ft2 |
Н |
4875 | |
Радиальное усилие |
Fr1 = Fr2 |
Н |
1780 | |
Осевое усилие |
Fa1 =Fa2 |
Н |
685 | |
4.0 Предварительный расчёт валов редуктора и выбор подшипников.
Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость. Они испытывают сложную деформацию - совместное действие кручения, изгиба и растяжения (сжатия). Так как напряжения в валах от растяжения небольшие, в сравнении с напряжениями от кручения и изгиба, то их обычно не учитывают.
Расчет редукторных валов произведем в два этапа: проектный (приближенный) расчет валов на чистое кручение; проверочный (уточненный) расчет валов на прочность по напряжениям изгиба и кручения.
4.1 Выбор материалов.
В редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали, одинаковые для быстроходного и тихоходного валов.
Материал вала – сталь 45,
термообработка – нормализация,
твердость – 179…207 НВ,
4.1.1 Допускаемые напряжения на кручение.
Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т. е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета, допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными.
Это невысокое значение принято с учётом того, что ведущий вал испытывает изгиб от натяжения плоскоременной передачи.
4.2 Ведущий вал.
4.2.1 Крутящий момент в расчётном сечении вала равен вращающему моменту на валу.
.
4.2.2 Диаметр выходного конца вала.
На этом конце будет крепиться шкив ременной передачи.
Диаметр шейки
= .
Необходимо согласовать диаметры ротора dдв и вала dв1. У подобранного двигателя диаметр вала может быть 42 или 48 мм. Примем dдв = 42 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под dдв = 42 мм и dв1= 32 мм.
Примем под подшипниками dП1=40 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.
4.2.3 Диаметр вала под подшипники.
,
принимаем .
Шестерню выполняем заодно с валом.
4.2.4 Вычисляем длины участков вала.
Длина промежуточного участка быстроходного вала цилиндрической передачи:
;
Длина посадочного конца вала:
Принимаем согласно ряду нормальных линейных размеров
4.2.5 Минимальный диаметр конического участка вала.
Рисунок 1
4.3 Ведомый вал.
4.3.1 Крутящий момент.
Крутящий момент в расчётном сечении вала равен вращающему моменту на валу
4.3.2 Принимаем допускаемое напряжение при кручении
4.3.3 Диаметр выходного конца вала.
4.3.4 Диаметр вала под подшипники.
,
Принимаем
Принимаем диаметр под зубчатым колесом dк2 = 65 мм
4.3.5 Диаметр буртика под подшипник.
,
где r = 3,5 – координата фаски подшипника П3[46].
Принимаем
4.3.7 Вычисляем длины участков валов.
Длина промежуточного участка тихоходного вала:
;
Длина посадочного конца вала:
Принимаем согласно ряду нормальных линейных размеров
4.3.8 Минимальный диаметр конического участка вала
Принимаем
Окончательные размеры длин участков вала определяют при конструировании крышек подшипников, выбора типа уплотнения и конструировании корпуса редуктора.
5.0Конструктивные размеры шестерни и колеса.
Основные параметры зубчатых колес (диаметр, ширина, модуль, число зубьев и др.) определены при проектировании передачи. Конструкция колёс зависит главным образом от проектных размеров, материала, способа получения заготовки и масштаба производства.
В проектируемых приводах колеса редуктора получаются относительно небольших диаметров и их изготавливают из круглого проката или поковок. Ступицу колеса цилиндрических редукторов располагают симметрично относительно обода.
5.1 Шестерня.
Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу.
Длина посадочного участка
;
принимаем lст1 = 48 мм
5.2 Колесо.
Зубчатые цилиндрические стальные колеса малых диаметров выполняют обычно кованными, при диаметрах до 500 мм:
Диаметр ступицы
;
Длина ступицы
,
принимаем
Толщина обода
принимаем .
Толщина диска
.
6.0 Конструктивные размеры корпуса редуктора.
6.1 Общие рекомендации.
Размеры корпуса определяются числом и размерами размещённых в них деталей, их относительным расположением и величиной зазора между ними. Для удобства сборки корпус выполняют разъёмным.
Плоскость разъёма проходит через оси валов, для удобства обработки располагается параллельно оси обработки. Верхняя часть крышки, служащая технологической базой для обработки плоскости разъёма, также выполняется параллельно оси валов.
6.2 Конструктивное оформление внутреннего контура редуктора.
6.2.1 Определение зазоров между вращающимися деталями.
Определяем по формуле:
,
где L – наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм
,
Принимаем а = 10 мм
6.2.2 Толщина стенки корпуса.
,
принимаем
.
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
верхнего пояса корпуса и пояса крышки
;
нижнего пояса корпуса
Диаметр болтов: фундаментных
; принимаем болты с резьбой М16;
крепящих крышку к корпусу у подшипников:
принимаем болты с резьбой М12;
соединяющих крышку с корпусом
Принимаем болты с резьбой М10.
6.2.3 Подбор крышек подшипников.
Выбираем закладную крышку. Закладные крышки широко применяют в редукторах, имеющих плоскость разъема по осям валов. Эти крышки не требуют крепления к корпусу резьбовыми деталями: их удерживает кольцевой выступ, для которого в корпусе протачивают канавку. Чтобы обеспечить сопряжение торцов выступа крышки и канавки корпуса по плоскости, на наружной цилиндрической поверхности крышки перед торцом выступа желательно выполнять канавку. Размер канавки на диаметре 315 мм принимаю 8 мм.
Наружный диаметр крышки выполняют с такими отклонениями, при которых в сопряжении с корпусом крышка образует очень малый зазор, препятствующий вытеканию масла из корпуса.
Принимаю ∆ = 14 мм.
7.0 Расчёт плоскоременной передачи.
Рисунок 2
Плоские ремни применяют как простейшие, испытывающие минимальные напряжения изгиба на шкивах. Плоские ремни, позволяющие изменением ширины ремня варьировать нагрузочную способность, применяют по одному в передаче.
Достоинства ременных передач, определяющие области их применения: 1) возможность передачи движения на значительные расстояния; 2) плавность работы – смягчение толчков, бесшумность; 3) возможность работы с высокими частотами вращения; 4) малая стоимость.
Недостатки ременных передач: 1) значительные габариты – обычно в несколько раз больше, чем у зубчатых; 2) неизбежность некоторого упругого скольжения ремня; 3) повышенные силы на валы и опоры, так как для передачи сил трения нужны значительные силы прижатия и их приходится назначать по максимальной нагрузке; 4) необходимость, за редким исключением, устройств для натяжения ремня; 5) необходимость предохранения ремня от попадания масла; 6) малая долговечность ремней в быстроходных передачах.
