Содержание

       Введение

       1 Кинематический расчет привода

       1.1 Выбор электродвигателя

       1.2 Кинематический расчет привода 

       1.3 Определение вращающих моментов

       2.Расчет клиноременной передачи

       2.1 Выбор типа сечения ремня

       2.2 Определение геометрических параметров

       2.3 Скорость ремня

       2.4 Минимальная величина межосевого  расстояния

       2.5 Угол обхвата на малом шкиве

       2.6 Допускаемая мощность, передаваемая  одним ремнем

       27 Необходимое число ремней

       2.8 Сила предварительного натяжения  одного ремня

       2.9 Сила, действующая на вал

       2.10 Ресурс наработки передачи

       2.11 Шкивы клиноременных передач.

       3 Расчет редуктора

       3.1 Расчет зубчатых колес редуктора 

       3.2 Выбор материала колес

       3.3 Расчет цилиндрической зубчатой передачи.

       3.3.1 Межосевое расстояние.

       3.3.2. Предварительные основные размеры колеса

       3.3.3 Модули передач.

       3.3.4 Суммарное число зубьев и угол  наклона:

       3.3.5 Число зубьев шестерни и колеса:

       3.3.6 Фактическое передаточное число 3.3.7 Диаметры колес: 

       3.3.8 Проверка зубьев колес по контактным  напряжениям 3.3.9 Силы в зацеплении.

       3.3.10 Расчет изгибающих напряжений

       3.3.11 Проверочный расчет на прочность  зубьев при действии пиковой нагрузки

       4. Предварительный расчет валов редуктора

       5. Расчет валов

        5.1. Расчет вала-шестерни

        5.2. Расчет тихоходного вала

        6. Расчет соединений вал-ступица.

       6.1. Подбор посадки с натягом.

       6.2. Расчет шпонок.

       7. Проверка долговечности подшипников  качения

        7.1. Быстроходный вал. 

       7.2. Тихоходный вал.

       8. Расчет муфты

       Список  используемой литературы

  Тех задание

    Введение

      Цель  курсового проектирования – систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки.

      Объектом  курсового проекта является привод, состоящий из электродвигателя, клиноременной  передачи с узкими ремнями, одноступенчатого цилиндрического редуктора, и предохранительной муфты со срезным штифтом.

      При выполнении курсового проекта мы последовательно проходим от выбора схемы механизма через многовариантность проектных решений, до его воплощения в рабочих чертежах; приобщаясь к инженерному творчеству, осваивая предшествующий опыт, учимся передавать новые идеи в создании машин, надежных и долговечных, экономичных в изготовлении и эксплуатации, удобных и безопасных в обслуживании.

      1 Кинематический расчет привода

      1.1 Выбор электродвигателя

     Исходные данные:

1. Мощность на выходе – Р_В=6,8 кВт.
2. Частота вращения ведомого вала – n_В=240 об/мин.
3. Частота вращения вала двигателя – n_ДВ=3000 об/мин.
4. Типовой режим нагружения – ІІІ;

     Принимаем следующие значения КПД по таблице 1.1 [1, с 7]:

     h₁=0,95 – КПД клиноременной передачи;

     h₂=0,97 – КПД закрытой зубчатой передачи с цилиндрическими колесами;

     h₃=0,98 – КПД муфты соединительной.

     h₄=0,99 – КПД пары подшипников;

Общий КПД определяем по формуле :

h_ОБЩ=h₁×h₂×h₃×h₄²    (1.1)

h_ОБЩ=0,95·0,97·0,98·0,99²=0,885

Определяем требуемая мощность электродвигателя по формуле :

      (1.2)

 кВт.

     По  ГОСТ 19523-81 принимаем исходя из синхронной частоты вращения электродвигатель, марки АИР112М2 ТУ 16-525.564-84:

Мощность  двигателя – Р_ДВ=7,5 кВт.

Частота вращения – n=2895 об/мин. 

Рисунок 1 – Кинематическая схема  привода

      1.2 Кинематический расчет привода

  Определяем  общее передаточное число привода по формуле:

     (1.4)

       В соответствии с рекомендацией [1] производится разбивка общего передаточного числа на частные составляющие:

– для клиноременной передачи u=2¸4;

– для зубчатой u=2¸6.

      Предварительно  принимаем по ГОСТ для клиноременной передачи u₁=23 .

Уточняем     (1.5)

     Округляем до стандартного .

     Определяем частоты вращения валов привода:

     I вал:

     II вал:

     III вал:

     Определяем угловые скорости валов:

     I вал:

     II вал:

     III вал:

      1.3 Определение вращающих  моментов

     Определяем мощность на валах привода:

     I вал: Р₁=Р_ДВ=7,683 кВт,

     II вал: Р₂=Р₁×h₁×h₄=7,683·0,95·0,97=7,08 кВт,

     III вал: Р₃=Р₂×h₂×h₃×h₄=7,08·0,95·0,97·0,98·0,99·0,99=6,8 кВт.

     Определяем вращающие моменты на валах привода:

     I вал:

     II вал:

     III вал:

  Расчеты сводятся в таблицу 1

     Таблица 1 – Параметры привода

     2.Расчет клиноременной передачи

Исходные  данные:

1. Передаваемая мощность – Р = 7,5кВт.
2. Вращающий момент на ведущем валу – Т₁ =25,3 Нм.
3. Частота вращения ведущего шкива – n₁=2895 об/мин.
4. Угловая скорость ведущего шкива – w₁=303,16 рад/с.
5. Передаточное число – u₁=3.
6. Режим работы средний число смен – 2.

     2.1 Выбор типа сечения ремня

     По  номограмме, рисунок 4 [2, с. 4], по частоте вращения ведущего шкива и передаваемой мощности принимаем клиновый ремень нормального сечения типа «SPZ».

     2.2 Определение геометрических  параметров

     Определяем  основные размеры и диаметр ведущего шкива [2, с. 4]:

     Для повышения долговечности ремня  и улучшения условий работы передачи рекомендуется принять расчетный диаметр ведомого шкива на одну–две ступени из ряда. По ГОСТ 20898-75 принимается диаметр шкива d_р1=71 мм.

     Диаметр ведомого шкива определяется по формуле:

      ;      (2.1)

     Полученную  величину округляют до ближайшего значения из ряда стандартных значений. По ГОСТ принимаем диаметр шкива d_р2=224 мм.

     Уточняем  передаточное число передачи по формуле: 
 

     (2.2)

где  e – коэффициент скольжения,  e =0,01 [3, с 5];

     2.1.3 Скорость ремня

     Скорость ремня определяется по формуле:

           (2.3)

     2.1.4 Минимальная величина межосевого расстояния

     Определяем  минимальную величину межосевого расстояния, по формулам:

     a_min=0,55×(d_р1+d_р2)+T     (2.4)

где Т – высота сечения ремня, Т=8 мм,

a_min=0,55×(71+224)+8=170,25 мм.

     Оптимальное межосевое расстояние в зависимости от передаточного отношения u и диаметра из условия обеспечения необходимого угла обхвата на ведущем шкиве принимается равным =224мм [2, c 5]

     Определяем  длину ремня по формуле:

     (2.5)

      Сравниваем  ее с минимально допустимой по условию обеспечения долговечности ремня:

где  i_max =30 – частота пробега ремня в секунду для клиновых ремней узкого сечения;

;

.

     Величина  L_P удовлетворяет последнему условию. Тогда округляю длину ремня до ближайшего стандартного значения из ряда, принимая L_P=1120 мм.

     По  выбранной окончательно длине ремня находим действительное межосевое расстояние по формуле:

          (2.6)

      =0,5×p×(d_р1+ d_р2)     (2.7)

      =0,25( d_р2- d_р1)²     (2.8)

     2.1.5 Угол обхвата на  малом шкиве

     Определяем угол обхвата ведущего шкива по формуле:

     (2.9)

     Т. к. a =152⁰>[a] =120º – то угол обхвата достаточный.

     2.1.6 Допускаемая мощность, передаваемая одним ремнем

     Определяем  допускаемую мощность, передаваемую одним ремнем в реальных условиях :

      P_p = P₀··C_a·C_L·C_u / C_p      (2.10)

где  P₀ – номинальная мощность, передаваемая одним ремнем, типа «SPZ», по рисунку 5 [2, с 7] P₀ = 2 кВт;

C_a – коэффициент учитывающий угол обхвата ведущего шкива, при a=152º С_a=0,93;

С_L – коэффициент длины ремня [2, таблица 2] С_L = 0,91 ;

С_u – коэффициент передаточного отношения, учитывающий уменьшение напряжения изгиба на ведомом шкиве; при  u>2,5 , С_u = 1,14 ;

С_Р – коэффициент режима работы передачи:

      С_Р = С_Р1· С_Р2 ;

где  С_Р1 – коэффициент режима при односменной работе [2, таблица 3],

     С_Р1=1,1;

      С_Р2 – коэффициент сменности: при двухсменной работе С_Р2=1,15;

     С_Р =1,1·1,15=1,23;

     P_p = 2·0,93·0,91·1,14 / 1,23=1,52 кВт.

     2.17 Необходимое число  ремней

      Определяем  необходимое число ремней по формуле:

      (2.11);

где С_z – коэффициент, учитывающий число ремней, в передаче предполагая z=4¸6 [2, с 8], С_z=0,90;

        Принимаем z=6.

     2.1.8 Сила предварительного  натяжения одного  ремня

       Определяем  силу предварительного натяжения одного ремня по формуле:

   (2.12)

где   – окружная скорость ремня,;

q – коэффициент, учитывающий центробежную силу, при сечении «SPZ»

q =0,07 [2, таблица 1].

     2.1.9 Сила, действующая  на вал

     Сила, действующая на вал, определяем по формуле:

     (2.13);

     2.1.10 Ресурс наработки передачи

     Ресурс, наработки передачи определяем по формуле:

,     (2.14);

где Т_р(ср) – средний ресурс для ремней первого класса, [2, таблица 4], Т_р(ср)=2000 ч;

К₁ – коэффициент режима нагрузки, [2, таблица 3], К₁=2,5;

К₂ – коэффициент климатических условий, для зоны с умеренным климатом, К₁=0,75,

 ч.

     2.1.11 Шкивы клиноременных передач.

     Внешний диаметр ведущего шкива определяется по формуле:

      ;     (2.15);

     Внешний диаметр ведомого шкива:

      Минимальный внешний диаметр любого шкива  по условию возможности выполнения отверстия диаметром d_в для вала:

        ;    (2.16);

где  d_ст – диаметр ступицы ведущего или ведомого шкива;

      d_ст=1,55 d_в – для стальных шкивов;

      d_ст=1,55 32=49,6 мм;

       – толщина обода, для стальных шкивов.

;     (2.17)

f, , h_min,l – размеры профиля канавок [2, таблица 5], f= 8 мм, =2.5 мм, h_min=10 мм, l=12 мм.

     Угол  клина канавки выбирают в зависимости от d_P1 ведущего или d_P2 ведомого шкива соответственно и типа сечения ремня, =34⁰, =10 мм.

     Определяем  ширину обода шкива по формуле [2, с 10]:

     M=(n-1)×l+2×f    (2.18)

     M=(6-1)×12+2×8=76 мм.

     Толщина диска:С=1,25· ; С=1,25·10=12,5 мм.

     3 Расчет редуктора

     3.1 Расчет зубчатых колес редуктора

Исходные  данные:

1. Передаваемая мощность – Р =6,8 кВт.(на ведомом валу)
2. Вращающий момент на ведущем валу – Т₂ =58,386 Нм. (вал-шестерня?)
3. Вращающий момент на ведомом валу – Т₃ =290,397 Нм.(вал-зубчатое колесо???)
4. Частота вращения ведущего вала – n₂=1158 об/мин.
5. Частота вращения ведомого вала – n₃=231,6 об/мин.
6. Угловая скорость ведущего вала – w₂=121,265 рад/с.
7. Передаточное число – u₂=5,0.

     3.2 Выбор материала колес

     Для шестерни примем сталь 40Х улучшенную с твердостью ; для колеса сталь 40ХH улучшенной твердостью .

     Допускаемое контактные напряжения по формуле [1, (3.9)]:

             (3.1)

где s_Hlim – предел контактной выносливости при базовом цикле, значения

[1, таблица 2.2];

Z_N  – коэффициент долговечности [1, c 13];

Z_R – коэффициент учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев [1, с 14], Z_R=0,95;

Z – коэффициент учитывающий влияние окружной скорости [2, с 14], Z =1;

 [S_H] – коэффициент безопасности, [S_H]=1,11;

       Допускаемое напряжение для конических передач с прямыми зубьями равно меньшему из допускаемых напряжений шестерни и колеса : MПа. 

        Допускаемые напряжения изгиба по формуле [1, с.15]

              (3.3)

где  – коэффициент запаса прочности, =1,7

       – коэффициент долговечности , =1;

       – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, =1.1

– коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, =0,65;

      – предел выносливости [2, таблица 2.3]:

      ;

      МПа;   МПа;

       МПа;   МПа.

      3.3 Расчет цилиндрической зубчатой передачи.

     3.3.1 Межосевое расстояние.

      Предварительное значение межосевого расстояния определяем по формуле [1, с 17] :

            (3.4)

где  T₂ – вращающий момент на валу шестерни, T₂ =70.1Нм;

     u – передаточное число, u=4

     К – коэффициент принимается в зависимости от Н₁ и Н₂ [1, c. 17], К=10;

      Окружная  скорость [1, с.18]:

       ;     (3.5)

      Степень точности зубчатой передачи 8 [1, табл. 2.5]

      Уточняем  предварительно полученное значение межосевого расстояния по формуле: