Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Проект привода с АКС

Министерство образования и науки, молодежи и спорта Украины
ГВУЗ «Приазовский государственный технический университет»

Кафедра ПТМ и ДМ

Пояснительная записка

к курсовому проекту по ДМ

«проект привода с АКС»

Выполнил:

ст. гр. СИ-09

Кисса Ф.С.

Проверил:

Суглобов Р.В.

Мариуполь 2012

Исходные данные:

1. Электродвигатель.

2. Соединительная муфта.

3. Трёхступенчатый цилиндрический редуктор.

4,5,6,7. Подшипники качения

8,10,12. Колёса.

9,11,13. Шестерни

Рис. 1 Кинематическая схема привода с АКС

Дано:

Реферат:

Курсовой проект состоит из пояснительной записки и графической части. Пояснительная записка включает в себя таблицы, формулы, рисунки, и т.д. В записке представлены расчёты валов, зубчатых передач, проверочные расчеты подшипников, шпонок, конструирование корпуса автоматической коробки скоростей(АКС).

Графическая часть состоит из трех листов формата А2. Первый лист - сборочный чертеж АКС(две проекции). Второй лист - деталировка (быстроходный вал, тихоходное зубчатое колесо),Третий лист – общий вид привода (две проекции).

Содержание

1. Кинематический и силовой расчет АКС 5

2. Расчет зубчатых передач редуктора 8

2.1. Выбор материала зубчатых колес 8

2.2. Определение допускаемых напряжений 8

2.3. Определение межосевых расстояний 9

2.4. Выбор модулей зацепления 9

2.5. Определение чисел зубьев зубчатых колес 10

2.6. Определение геометрических параметров зубчатых колес 11

2.7. Выбор степени точности 12

2.8. Определение усилий, действующих в зубчатых зацеплениях 12

2.9. Проверка прочности зубьев зубчатых колес по контактным напряжениям 12

2.10. Проверка прочности зубьев зубчатых колес по напряжениям изгиба 13

3. Компоновка АКС 15

3.1. Конструирование валов АКС, подбор шпонок, подшипников, уплотнений 15

3.2. Конструирование зубчатых колес 18

3.3. Выбор электромагнитных муфт 19

3.4. Конструирование корпуса АКС 19

4. Проверочный расчет валов 21

4.1. Проверка на выносливость 21

4.2. Проверка на жесткость 29

5. Проверочный расчет подшипников 30

6. Выбор и расчет шпонок 31

7. Смазка АКС 32 7.1. Выбор сорта смазки 32

7.2. Выбор сорта смазочных приспособлений 32

8. Выбор и расчет соединительных муфт 33

9. Разработка мероприятий по охране труда, технике безопасности и

защите окружающей среды 34

Литература.

Приложения.

1.КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ АКС

Определим мощность двигателя по формуле:

кВт (1.1)

где – мощность на барабане;

η_о - общий к.п.д. привода

Мощность на барабане

, Вт (1.2)

Определим угловую скорость:

,рад/ (1.3)
Общий к.п.д. привода для рассматриваемого случая

(1.4)

Значения КПД отдельных элементов привода выберем в соответствии с имеющимися рекомендациями ([1] c.74 табл.5.4):

КПД муфты – (в приводе одна муфты).

КПД одной пары подшипников качения (в приводе 2 пары подшипников).

КПД закрытой зубчатой передачи –0,96 (в приводе три зубчатые передачи).

Принимаем η_п = 0,99; η_м = 0,98; η_з.п_.= 0,96.

,рад/с

Вт

,Вт

По вычисленным значениям выбираем двигатель 100S4 со следующими основными характеристиками ([1] с.70 табл.5.1):

, кВт

, об/мин

S=4,4 %

Асинхронная частота вращения

, об/мин

Определим передаточные отношения

Назначаем стандартные значения передаточных чисел ([1] с.171 табл.9.2):

=0,5%

=0,79%

=0,625%

Произведем кинематический расчет привода, определяя частоты вращения и угловые скорости валов редуктора, а также вычислим мощности и вращающие моменты на валах

Входной вал :

об/мин ; , 1/с ; , Нм

рад/с

кВт

Выходной вал :

кВт

; ;

Таблица 1.1 Кинематические и силовые параметры АКС

	Вал	Р, кВт	ω, с^-1	n, об/мин	Т, Н∙м	U
1	Входной	2,91	150,09	1434	19,39	4
2	Выходной	2,79	37,52	358,5	74,36	4
			60,03	573,6	46,47	2,5
			93,8	896,25	29,74	1,6

2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРА

2.1. Выбор материала зубчатых колес

Для обеспечения надёжности работы передач твёрдость шестерен должна быть на 20-30НВ больше твёрдости зубчатых колёс. В качестве материалов зубчатых колес выберем конструкционную углеродистую сталь 40 и 35 , термообработка – нормализация ([1] с.173 табл.9.6.) В частности:

- для шестерен: сталь 40 с твердостью НВ (154+217)/2=185,5;

- для колес: сталь 35 с твердостью НВ (140+187)/2=163,5.

2.2. Определение допускаемых напряжений

Допускаемое контактное напряжение:

МПа (2.1)

где: - предел контактной выносливости материала зубьев при базовом числе

циклов нагружения;

- коэффициент долговечности;

- коэффициент безопасности.

где: НВ – твердость соответствующей детали.

Пределы контактной выносливости материалов зубьев:

При однородной структуре материала зубьев, обеспечиваемой принятым

видом термообработки (улучшение), коэффициент безопасности =1,1.

При однородной структуре материала зубьев, обеспечиваемой принятым видом термообработки (улучшение), коэффициент безопасности =1,1. Тогда

;

Допускаемое напряжение изгиба:

МПа (2.2)

где: - предел изгибной выносливости материала зубьев при базовом

числе циклов нагружения

МПа

коэффициент долговечности принимается равным .

- коэффициент, учитывающий характер приложения нагрузки: для реверсивного режима работы ; для нереверсивного - k_FC = 1.

Принимаем k_FC =1

- коэффициент, зависящий от способа получения заготовки (поковка, штамповка, прокат, литье); . Назначаем в качестве заготовок для зубчатых колес штамповки.

Тогда , и допускаемые напряжения изгиба

МПа

2.3. Определение межосевых расстояний

Межосевое расстояние определим по формуле:

мм (2.3)

где: - вспомогательный коэффициент:

Для прямозубых передач = 49,5 МПа^1/3.

Т – вращающий момент на зубчатом колесе, Н∙м;

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса ([1] с.176 табл.9.11)

- коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию

- расчетное контактное напряжение.

Для определения найдем значение коэффициента ширины зубчатого венца по делительному диаметру шестерни :

(2.4)

При несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор = 0,315 -0,4. Принимая = 0,19, находим

принимаем:

Межосевое расстояние:

мм; (2.5)

По СТ СЭВ 229-75 принимаем:

2.4. Выбор модулей зацепления.

Модуль зацепления определяем по формуле:

мм; (2.6)

По СТ СЭВ 310-76 принимаем:

=2,5

2.5. Определение чисел зубьев зубчатых колес.

Суммарное количество зубьев колеса и шестерни определим из формулы:

(2.7)

Количество зубьев колеса и шестерни:

. (2.8)

;

Отклонение передаточного числа меньше 4%, что допускается.

Числа зубьев шестерни и колеса:

Определим уточненное значение передаточного числа:

; (2,9)

;

Фактическое передаточное число равно стандартному

Определим отклонение передаточного числа от стандартного значения по формуле:

(2.10)

< 4%

2.6. Определение геометрических параметров зубчатых колес

Определим делительные диаметры d, диаметры окружностей выступов зубьев и диаметры окружностей впадин зубьев колес по формулам:

мм;

Ширина зубчатых колес:

(2.11)

Рассчитанные геометрические параметры зубчатых колес занесем в таблицу:

Таблица 2.1 - Геометрические параметры зубчатых колес

	колесо/шестерня	d, мм	d_а, мм	d_f, мм	в, мм	a_w,мм	m_n	Z
1	шестерня быстроходного вала	65	70	58,75	24	160	2,5	26
2	колесо тихоходного вала	255	260	248,75	20			102
3	шестерня быстроходного вала	92,5	97,5	86,25	24			37
4	колесо тихоходного вала	227,5	232,5	221,25	20			91
5	шестерня быстроходного вала	112,5	127,5	116,25	24			49
6	колесо тихоходного вала	197,5	202,5	191,25	20			79

2.7. Определение степени точности

(2.12)

Принимаем степень точности – 8.

2.8. Определение усилий, действующих в зацеплениях

В зубчатом зацеплении действуют окружная и радиальная силы. Рассчитаем их по формулам:

; (2.13)

Н;

; (2.14)

Н;

	_F_t,H	_F_r,Н
₂	_583,22	_189,55
₄	_408,53	_132,77
₆	_301,16	_97,88

2.9. Проверка прочности зубьев по контактным напряжениям.

Условие прочности:

(2.15)

где: - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопрягаемых колес (= 275 МПа^1/3);

- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхности зубьев в полюсе зацепления.

- коэффициент торцевого перекрытия:

;

Расчетные контактные напряжения для прямозубой передачи:

=229,41 МПа

=276,36 МПа

2.10. Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба

Условие прочности:

(2.16)

где: - коэффициент, учитывающий форму зуба. Выбирается по ГОСТ 21354-75 в зависимости от эквивалентного числа зубьев и коэффициента смещения.

Принимаем для некоррегированного зацепления ([1] с.175 табл.9.10)

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев (примем =0,58);

- коэффициент, учитывающий наклон зубьев:

Для прямозубой передачи =1.

(2.17)

где: - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями, принимаемый в зависимости от степени точности передачи и окружной скорости зубчатых колес

Для прямозубой передачи ;

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса:

- для прямозубой передачи;

- коэффициент динамической нагрузки, принимаемый в зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев, степени точности передачи и окружной скорости зубчатых колес:

Для прямозубой передачи; =1,45

(МПа)

а)

Зацепление с минимальным крутящим моментом

а) (МПа)

Зацепление с максимальным крутящим моментом

3. Компоновка АКС

3.1 Конструирование валов, подбор подшипников, уплотнений

Рисунок 3.1 - Схема расположения основных участков тихоходного и быстроходного валов

Валы проектируем ступенчатой формы для облегчения монтажа и обеспечения взаимодействия других деталей привода и редуктора (муфт, манжетных уплотнений, подшипников, зубчатых колес) только со своими участками вала ([1]с.298 табл.14.1.)

Конструирование Тихоходного вала:

Для выходного конца вала допускаемое напряжение кручения принимаем равным . Тогда

(3.1)

По ряду нормальных линейных размеров Rа 40 принимаем минимальное значение диаметра, одновременно удовлетворяющее условию прочности и условию сборки

Рассчитываем диаметры остальных участков тихоходного вала :

- выходной конец ; ряд Ra 40.

- участок по подшипником качения

; (кратен 5) (3.2)

- участок под зубчатым колесом

ряд Ra 40. (3.3)

бурт , ряд Ra 40. (3.4)

Конструирование Быстроходного вала.

ряд Ra 40.

- участок под подшипником качения

; (кратен 5)

- участок под зубчатым колесом

ряд Ra 40.

бурт ,

Выбор шпонок, подшипников и уплотнений для тихоходного и быстроходного валов:

1 – Зубчатое колесо;

2 - Шпонка;

3 – Вал.

Рисунок 3.1 - Основные геометрические размеры шпонок

l, h, t₁, в – конструктивные размеры шпонок (полная длина шпонки, высота шпонки, глубина паза на валу, ширина шпонки)

Выбор шпонок осуществляется по табл. 4,1 Кузьмин , в зависимости от диаметров вала на котором располагается шпонка. Выбираем призматические шпонки.

Для тихоходного вала:

Шпонка на выходном конце вала ;

b=8мм; h=7мм;

Шпонка под зубчатое колесо =35мм;

b=10мм; h=8мм;

Для быстроходного вала:

Шпонка на выходном конце вала ;

b=5мм; h=5мм;

Шпонка под зубчатое колесо =25мм;

b=8мм; h=7мм;;

Для быстроходного и тихоходного валов выбираем радиальные шарикоподшипники лёгкой серии согласно ГОСТ 8338-75 ([1] с.338 табл.16.3) :

Рисунок 3.2 - Основные геометрические параметры шарикоподшипников.

D - наружный диаметр подшипника;

d – внутренний диаметр подшипника;

B – ширина подшипника;

r – размер фаски;

C - динамическая грузоподъемность подшипника;

Таблица. 3.2 - Основные характеристики шарикоподшипников.

	вал	N	d, мм	D, мм	В, мм	r, мм	C, кН
1	быстроходный	104	20	42	8	1	9,360
2	тихоходный	206	30	62	16	1,5	19,500

Уплотнения устанавливаются для предотвращения выхода смазки из корпуса.

Таблица 3.3 –Основные характеристики уплотнений

	вал	d, мм	D, мм	В, мм
1	быстроходный	20	36	10
2	тихоходный	30	52	10