Схема привода с коническо-цилиндрическим двухступенчатым редуктором
Министерство образования и науки Украины
Херсонский национальный технический университет
Кафедра основ конструирования
Пояснительная записка
к курсовому проекту по дисциплине
«Детали машин»
Выполнила:
Студентка группы
Проверил:
Н-контроль:
Херсон – 2012
Схема привода с коническо-цилиндрическим двухступенчатым редуктором
Реферат
В данной расчетно-пояснительной записке содержится вся информация о проделанной работе по выполнению курсового проекта.
Курсовой проект заключается в конструировании привода общего назначения по заданным выходным параметрам и по заданной схеме привода. Данный привод состоит из электродвигателя , двухступенчатого горизонтального коническо-цилиндрического редуктора и втулочно-пальцевой муфты.
Работоспособность спроектированного привода подтверждается проверочными расчетами. Обработка деталей и сборка привода приведены в графической части курсового проекта.
Расчетно-пояснительная записка содержит:
листов- 63
рисунков -
таблиц-
Содержание
Введение…………………………………………………………
1.Кинематический расчет привода …………………………………………....7
1.1. Выбор электродвигателя……………………………………
1.2. Определение передаточного числа привода и разбивка его
по ступеням…………...............
- Определение угловых скоростей, мощностей и моментов на
каждом валу привода…………………………………………………10
2. Расчет закрытой конической зубчатой передачи………………………….12
2.1. Выбор материала колес. Определ
2.2. Определение геометрических
параметров конической
2.3. Проверка
по контактным напряжениям……………
2.4. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба…………16
3. Расчет закрытой
цилиндрической зубчатой
3.1. Выбор материалов зубчатых передач. Определение допускаемых
напряжений……………………………………………………
3.2. Определение геометрических параметров цилиндрической
передачи…………………………………………………………
3.3. Проверка
по контактным напряжениям……………
3.4. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба………….21
4. Расчет валов…………………………………………………………………
4.1. Расчет входного вала…………………………………………………...25
4.2. Расчет промежуточного вала…………………………………………..29
4.3. Расчет выходного вала…………………………………………………32
5. Подшипники
качения………………………………………………………..
5.1. Характеристика подшипников качения и выбор типа подшипника...35
5.2 Выбор и
проверка подшипников для
5.3. Выбор и проверка
подшипников для
5.4. Выбор и проверка подшипников для тихоходного вала…………….42
6. Смазывание. Смазочные устройства………………………………………45
6.1. Смазывание зубчатого зацепления……………………………………45
6. 2.Смазывание подшипников………………
7. Выбор муфты…………………………………………………
8. Проверочные расчеты……………………………
8.1. Проверочный расчет валов……………………………………………50
8.2. Проверочный
расчет шпонок…………………………………………
9. Расчет корпуса редуктора………………
10. Обоснования выбора посадок…………………………………………….60
Список использованных стандартов…………………………………………61
Заключение……………………………………………………
Список использованной литературы………………………………………...63
Документация………………………………………………
Введение
Технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.
Выполнением курсового проекта по « Деталям машин» завершается общетехнический цикл подготовки студентов. Это наша вторая самостоятельная творческая инженерная работа, при выполнении которой активно используются знания из ряда пройденных предметов: механики, сопротивления материалов, технологии металлов и др.
Объектами курсового проектирования являются обычно приводы различных машин и механизмов, в данном случае цепного конвейера, использующие большинство деталей и узлов общего
назначения.
При выполнении курсового
1.Кинематический расчет привода
Кинематический силовой расчет привода включает определение угловых скоростей, частот вращения, передаточных отношений, мощностей и вращающихся моментов на каждом валу.
1.1. Выбор электродвигателя
Выбрать электродвигатель для привода =3 кН; =1.5 м/с; =6 рад/с.
Приступая к выполнению проекта, в первую очередь выбирают электродвигатель, для этого определяют его мощность и частоту вращения.
Потребляемую мощность привода (мощность на выходе) определяют по формуле:
После вычисления мощности в определяют потребляемую мощность электродвигателя
, (1.2)[1с.4]
где
Общий КПД привода
=0,98*0,97*0,96*0,99 *0,92=0,82
где по табл. 1.1 [1] принимаем:
кпд муфты =0,98;
кпд цилиндрической зубчатой передачи =0,96…0,98;
кпд конической передачи =0,95…0,97;
кпд опор (подшипников) =0,99;
кпд цепной передачи =0,92…0,95.
Потребляемая мощность двигателя кВт.
Далее определяют частоту вращения вала электродвигателя
где - передаточные числа кинематических пар изделия;
Рекомендуемые значения передаточных чисел принимаем по табл.1.2[1]:
=3,15
=4
=2,0
Значения передаточных чисел и подставляем в формулу (1.3):
об/мин.
После этого по табл. 24.8 подбираем для =4,375 кВт электродвигатель закрытый обдуваемый 4А112М4/1445: Р=5,5 кВт,
=1445 мин
Вычисляем частоту вращения ротора двигателя:
1.2. Определение передаточного числа привода и разбивка его по ступеням
После окончательного выбора определяют общее передаточное число привода:
Передаточное число цепной передачи =2, тогда передаточное число редуктора :
Подставляя формулу (5) полученные значения, получаем
По формуле из табл. 1.3 [1, с.7] имеем
По СТ СЭВ 221-75 принимаем ,
1.3. Определение угловых скоростей, мощностей и моментов на каждом валу привода
Угловые скорости на всех валах определяем из выражения:
рад/с
рад/с
рад/с
рад/с
Мощность передаваемая колесом:
кВт
=5.5*0,95*0,99*0,99=5.12 кВт
=5.12*0,97*0,95*0,99 =4.625 кВт
=4,625*0,95*0,99*0,99=4,3 кВт
Крутящие моменты для всех валов привода:
36.3 Н*м (1.8)[1, с.8]
н/м
н/м
рад/с
Таблица 1.1
Таблица исходных данных для расчета привода
№ вала |
Р, кВт |
ω, рад/с |
Т, |
|
1 |
5.5 |
151,24 |
36.3 |
2 |
5.12 |
75 |
68.26 |
3 |
4.625 |
25 |
185 |
4 |
4.3 |
6,25 |
716.6 |
2. Расчет закрытой конической зубчатой передачи
2.1. Выбор материала колес. Определение допускаемых напряжений
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материал со средними механическими характеристиками, пользуясь табл. 3.3 [2, с. 185]; для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение, твердость ; для колеса – сталь 45, термообработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже - .
Допускаемые контактные напряжения
где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По табл. 3.2 для углеродистых сталей с твердостью поверхности зубьев менее и термообработкой (улучшение)
;
где - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают ;
- коэффициент учитывающий шероховатость поверхности, =0,95;
- коэффициент учитывающий скорость, =1;
- коэффициент безопасности, =1,1 (для однородной структуры материала).
Принимаем допускаемое
=537,18 Мпа
2.2. Определение геометрических параметров
конической передачи
Определяем главный параметр – внешний делительный диаметр колеса, мм:
, (2.10)[1, с.16]
где Т3=185 Н*м – вращательный момент на валу;
=1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;
=1 – коэффициент вида конических колес.
=155 мм
Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса :
= arctg u =arctg 3,15=72,38 (2.11а)[1, с.17]
=90
- 72,39
=17,62
Определяем внешнее конусное , мм:
мм (2.12)[1, с.17]
Определяем
ширину зубчатого венца
,
где =0,285 – коэффициент ширины венца.
b=0,285*81,322=25 мм
Определяем внешний окружной модуль :
где =1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;
=0,85 – коэффициент вида конических колес.
=1,56 2
Определяем число зубьев колеса и шестерни :
=78 шт., (2.15а)[1, с.17]
шт., ( 2.15б)[1, с.17]
Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного по формулам:
Определяем действительные
=90
- 72,39
=17,62
Определяем внешние диаметры шестерни и колеса, мм:
Диаметры |
Для прямозубой передачи |
Делительный: |
|
|
шестерни |
=2*25=50 мм |
колеса |
=2*78=155 мм |
Вершин зубьев: |
|
шестерни |
=55 мм |
колеса |
=156 мм |
Впадин зубьев: |
|
шестерни |
46 мм |
колеса |
153 мм |
Определяем средний
, мм:
Проверочный расчет
Проверяем пригодность
=125 мм; =200 мм по [1, табл. 3.2]
=55+6=61 мм (2.19)[1, с.18]
=8*2=16 мм (2.20)[1, с.18]
2.3. Проверка по контактным напряжениям
(2.21)[1, с.19]
где - окружная сила в зацеплении, Н
,
Н
=1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес и колес другого вида;
=1,13 – коэффициент динамической нагрузки.
=521,7 Н/мм
521,7 Н/мм 537, 2 Н/мм .
2.4. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса :
, (2.23)[1, с.19]
где =1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колёс;
=1,77 – коэффициент динамической нагрузки;
=1 – коэффициент, учитывающий наклон зуба;
=2,9; =3,6 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса.
=196,25 Н/мм
Н/мм
- условие выполнено.
3. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
3.1. Выбор материалов зубчатых передач.Определение допускаемых напряжений
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материал со средними механическими характеристиками, пользуясь табл. 3.3 [2, с. 185]; для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение, твердость ; для колеса – сталь 45, термообработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже - .
Допускаемые контактные напряжения
(3.25) [2, с.90]
где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По табл. 3.2 для углеродистых сталей с твердостью поверхности зубьев менее и термообработкой (улучшение)
;
где - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают ;
- коэффициент учитывающий шероховатость поверхности, =0,95;
- коэффициент учитывающий скорость, =1;
- коэффициент безопасности, =1,1 (для однородной структуры материала).
Принимаем допускаемое напряжение по колесу:
=405,91 Мпа
3.2. Определение геометрических параметров цилиндрической передачи
Передаточное отношение данной передачи:
4
Межосевое расстояние определим по формуле (3.27)[1, с.10]:
где вспомогательный коэффициент;
коэффициент неравномерности распределения нагрузки;
коэффициент ширины колеса в зависимости от межосевого расстояния;
передаточное число быстроходной пары – из уравнения (3.26).
Таким образом:
По [2, с.51] округляем до стандартного, т.е.
Модуль передачи определим по формуле :
= =1,2 мм, примем m=2
где К -6,8
Предварительные размеры колеса:
(3.27)[1, с.13]
(3.28)[1, с.13]
Число зубьев шестерни:
36*4=144
Суммарное число зубьев:
(3.31)[1, с.13]
Основные размеры шестерни и колеса
Делительные диаметры:
2*36=72 мм (3.32а)[1, с.13]
2*144=288 мм (3.32б)[1, с.13]
Диаметры вершин:
=72+2*2=76 мм (3.33а)[1, с.14]
=288+2*2=292 мм (3.33б)[1, с.14]
где =1-коэффициент головки зуба;
Диаметры впадин:
d=72-2.4*2=67.5 мм
d=288-2.4*2=283.2 мм
Ширина шестерни и колеса:
мм
0,25*180=45 мм (3.34б)[1, с.11]
Окружная скорость колес
4 м/с (3.35)[1, с.15]
По данной скорости назначаем 9-ю степень точности [1, таб. 2.5]
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру
(3.36)[1, с.11]
Проверочный расчет:
Межосевое расстояние: =180 мм;
Проверяем пригодность колёс:
условие пригодности колёс: D .
Диаметр заготовки шестерни: D =76+6=82 мм;
Размер заготовки колеса
Предельные значения D =125и S =80 мм определяем
по табл. 2.2.(2).
3.3. Проверка по контактным напряжениям
(3.38)[1, с.15]
363,188 Мпа 405,91 Мпа - условие прочности выполнено.
Силы действующие в зацеплении
Окружная сила: Н (3.39)[1, с.19]
Радиальная сила: =1666* =3727 Н (3.40)[1, с.19]
3.4. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
Определяем по формуле:
где - коэффициент нагрузки:
=1- коэффициент концентрации нагрузки [1, табл. 2.6]
=1,5- коэффициент динамической нагрузки [1, табл. 2.7]
После всей подстановки имеем:
1*1,5=1,5
- коэффициент, учитывающий
=3,7 , =3,61
Допускаемое
напряжение при проверке
где - предел выносливости при эквивалентном числе циклов;
- коэффициент запаса прочности.
Для стали 45 улучшенной при твёрдости НВ<350
Для шестерни
Для колеса
Коэффициент запаса прочности
(3.46)[1, с.14]
где =1,75
для поковок и штамповок =1
Отсюда 1,75*1=1,75
Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:
Для шестерни Мпа
Для колеса Мпа
Для шестерни отношение
=83,7 Мпа,
Для колеса
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как полученное отношение для него меньше.
Проверяем зуб колеса, по формуле (3.41):
=128,33 Мпа
-условие выполнено.
4. Расчет валов
4.1. Расчет входного вала
Диаметры различных участков валов редуктора определяют по формулам:
(4.47)[3, стр. 108]
принимаем =28 мм. (4.47)[3, стр. 108]
где =20 МПа – допускаемое напряжение по [3, стр. 107]
Длина
,
Определяем диаметр и длину вала под подшипник, только под уплотнение:
=28+2,2*2= 32 мм, принимаем 32 мм (4.49) [3, стр. 108]
Высоту буртика t, координату фаски подшипника r и размер фаски f (мм) принимают в зависимости от диаметра d посадочной поверхности.
(4.50) [3, стр. 108]
Определяем диаметр вала под подшипник:
=32+2*3=38мм, принимаем 40 мм. (4.51) [3, стр. 108]
l -определяем графически на эскизной компоновке.
Диаметр под резьбу d определяем в зависимости от d .
Определяем нагрузки валов по [3, табл. 6.1, 6.2]
а) окружная:
(4.52) [3, стр. 97]
где Т =89,097 Н*м- вращательный момент на промежуточном валу.
Н
б) радиальная:
Н (4.43) [3, стр. 97]
в) осевая:
Н
Под муфту:
=50* =335 Н (4.53) [3, стр. 97]
Составляем расчетную схему ( рис. ) и определяем величины реакций.
1. Нагрузки в вертикальной плоскости:
а) Определяем опорные реакции, Н
(4.54)
Н
( 4.55)
Н
Проверка: -
б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях, Н*м
68,3*1000=68 Н*м
Н*м
Н*м
Н*м
2. Нагрузка в горизонтальной плоскости:
а) Определяем опорные реакции, Н
( 4.56)
Н
(4.57)
Н
Проверка: -
б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях, Н*м.
Н*м