Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Расчет коробки скоростей

содержание

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.

Государством перед машиностроением поставлена задача значительного повышения эксплуатационных и качественных показателей при непрерывном росте объема ее выпуска.

Одним из направлений решения этой задачи является совершенствование конструкторской подготовки студентов учебных заведений.

При выполнении этой работы активно используются знания из ряда пройденных предметов: механики, сопротивления материалов, технологии металлов и других.

Объектом курсового проекта является привод с цилиндрическим шевронным одноступенчатым редуктором, состоящим из большинства деталей и узлов общего назначения.

Редуктор – механизм, состоящий из передачи (зубчатой, червячной), выполняется в виде отдельного агрегата и служит для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора – это понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в который помещают элементы зубчатой или червячной передач, устройство для смазки или охлаждения. Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещены элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников.

В данном курсовом проекте представлен цилиндрический шевронный редуктор, основная задача которого отрегулировать вращательное движение в нужное поступательное для подачи (вывода) соответствующих элементов производства.

ПЕРЕЧЕНЬ УСЛОВНЫХ ОБОЗНАЧЕНИЙ, СИМВОЛОВ И ТЕРМИНОВ

КПД -коэффициент полезного действия

ТЗ -техническое задание

Расшифровка символов

- межосевое расстояние, мм;

- окружная сила, н;

- осевая сила, н;

- радиальная сила, н;

Т - вращающий момент, н∙м;

m - модуль передачи;

- ширина колеса, мм;

η - коэффициент полезного действия;

U - передаточное число

- длина шпонки, мм;

ω - скорость вращения вала,

Р -мощность на валу привода, кВm

-ширина шкива, мм.

1 КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ УСТРОЙСТВА И ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ РАЗРАБАТЫВАЕМОГО ИЗДЕЛИЯ

Данный привод ленточного конвейера состоит из электродвигателя, ременной передачи, редуктора и муфты.

От электродвигателя через ременную передачу вращение передается в закрытый одноступенчатый цилиндрический редуктор. Далее движение передается через муфту на барабан ленточного транспортера.

2 РАСЧЕТНО-КОНСТРУКТОРСКИЙ РАЗДЕЛ

2.1 Выбор электродвигателя, кинетический и силовой расчеты привода

2.1.1 Выбор электродвигателя

Для выбора электродвигателя требуется:

Требуемая мощность электродвигателя, кВт; определяется по формуле (2.1)

(2.1)

где - необходимая мощность на ведущем барабане транспортера, кВт; определяется по формуле (2.2);

- общий КПД; определяется по формуле (2.3)

(2.2)

где - усилие на барабане транспортера, кН; = 1,33 кН: определено по заданию на проектирование;

υ- скорость барабана транспортера, м/с; υ = 1,97 м/с: определена по заданию на проектирование.

(2.3)

где - КПД ременной передачи; = 0,95([1], с.5)

- КПД цилиндрической передачи; = 0,98([1], с.5)

- КПД подшипника; = 0,99([1], с.5)

Ориентировочная частота вращения вала электродвигателя, , об/мин определяется по формуле (2.4)

(2.4)

где - частота вращения вала барабана транспортера, об/мин; определяется по формуле (2.5);

- ориентировочное общее передаточное число привода; определяется по формуле (2.6).

(2.5)

где - диаметр ведущего барабана транспортера, мм; = 375 мм; определен по заданию на проектирование.

(2.6)

где - ориентировочное передаточное число редуктора; = 4; определено по ([1], с.7);

- ориентировочное передаточное число ременной передачи; = 4; определено по ([1], с.6)

После выбора электродвигателя требуется уточнить общее передаточное число привода ; по формуле (2.7); фактическое передаточное число ременной передачи ; по формуле (2.8); в редукторе оставляется стандартное передаточное число = 4

(2.7)

(2.8)

Подставкой указанных выше значений в формулу (2.6) и (2.5) получено:

Подстановкой полученных выше значений и в формулу (2.4) получено:

Подстановкой выше указанных значений в формулу (2.3) получено:

Подстановкой выше указанных значений в формулу (2.2) получено:

кВт

Подставкой выше указанных значений в формулу (2.1) получено:

Согласно полученным данным:

Выбирается электродвигатель №100S4/1435 из ([1], с.321); со стандартными значениями:

Подстановкой значений в формулу (2.7) и (2.8) получено:

2.1.2 Кинетический и силовой расчет привода

Вращающие моменты , Н×м; на валах привода определяются по формулам (2.9), (2.10), (2.11);

(2.9)

(2.10)

(2.11)

где - мощность на валу двигателя, кВт; равна ; определяется по формуле (2.12);

- мощность на ведущем валу редуктора, кВт; определяется по формуле (2.13);

- мощность на ведомом валу редуктора, кВт; определяется по формуле (2.14);

(2.12)

(2.13)

(2.14)

- скорость вращения вала электродвигателя, рад/с; определяется по формуле (2.15);

- скорость вращения ведомого вала ременной передачи, рад/с; определяется по формуле (2.16);

- скорость вращения ведомого вала редуктора, рад/с; определяется по формуле (2.17);

(2.15)

(2.16)

(2.17)

где - количество оборотов на валу электродвигателя, об/мин; равно ; определяется по формуле (2.18);

- количество оборотов на ведомом валу ременной передачи, об/мин; определяется по формуле (2.19);

- количество оборотов на ведомом валу редуктора, об/мин; определяется по формуле (2.20);

(2.18)

(2.19)

(2.20)

Подстановкой выше указанных значений в формулу (2.18) получено:

Подстановкой выше указанных значений в формулу (2.19) получено:

Подстановкой выше указанных значений в формулу (2.20) получено:

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.15) получено:

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.16) получено:

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.17) получено:

Подстановкой выше указанных значений формулу (2.12) получено:

Подстановкой выше указанных значений в формулу (2.13) получено:

Подстановкой выше указанных значений в формулу (2.14) получено:

Подстановкой выше указанных значений в формулу (2.9) получено:

Подстановкой выше указанных значений в формулу (2.10) получено:

Подстановкой выше указанных значений в формулу (2.11) получено:

2.2 Расчет зубчатой передачи редуктора

Этот расчет заключается в определении основных параметров зубчатой передачи:

определение материала, из которого будет изготовлено колесо и шестерня;
допускаемого контактного напряжения : ];
допускаемого напряжения изгиба:
межосевое расстояния: ;
предварительного основного размера колеса: и ;
модуль передачи: m;
угол наклона cos и суммарного числа зубьев: ;
число зубьев шестерни и колеса: и ;
диаметра шестерни и колеса;
сил в зацеплении: - окружной силы; - радиальной силы;
проверки зубьев колес по напряжениям изгиба;
проверки зубьев колес по контактным напряжениям.

2.2.1 Исходные данные для расчета зубчатой передачи

Для расчета зубчатой передачи необходимы исходные данные:

=4;
=401 об/мин;
=100 об/мин;
=2,701 кВт;
=2,620 кВт;
=64,20 Нм;
=249,720 Нм;
= 42 рад/с;
=10,5 рад/с.

Все значения взяты с ведущего и ведомого валов редуктора.

2.2.2 Материал шестерни и колеса

Материал для шестерни и колеса определен по ([1], с.10). Для изготовления выбирается Сталь 45, которая имеет следующие характеристики:

предел текучести, , мПа; =670 мПа;
твердость шестерни, , 300;
твердость колеса, , 250.

В качестве термообработки- улучшение.

2.2.3 Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения , мПа определяются по формуле (2.21);

(2.21)

где - предел контактной выносливости зубьев, мПа; определяется по формуле (2.22):

(2.22)

где [ ]- допускаемый запас. [ ]=1,1; определен по ([3], с.45);

- коэффициент долговечности, =1; определен по ([3], с.45).

Подстановкой выше указанных значений в формулу (2.22) получено:

Для материала шестерни:

Для материала колеса:

Подставкой выше указанных значений в формулу (2.21) получено:

Для материала шестерни:

Для материала колеса:

За допускаемое контактное напряжение принимается наименьшее значение = 518,181

2.2.4 Допускаемое напряжение изгиба

Допускаемое напряжение изгиба [ ], мПа определяется по формуле (2.23);

(2.23)

где - предел выносливости зубьев по излому, мПа; - 1,8 НВ; определен по ([3], с.46);

- допускаемый запас, =1,75; определен по ([3], с.46);

- коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, =1; определен по ([3], с.46);

- коэффициент долговечности, =1; определен по ([3], с.46)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.23) получено:

Для материала шестерни:

Для материала колеса:

2.2.5 Межосевое расстояние

Межосевое расстояние , мм определяется по формуле (2.24):

(2.24)

где - коэффициент, =4300; определен по ([1], с.13);

- коэффициент концентрации нагрузки, =1; определен по ([3], с.46);

- вращающий момент на ведомом валу редуктора, Н×м; =249,720 Н×м;

- коэффициент для косозубых передач, =0,4; определен по ([1], с.13);

U- передаточное число зубчатой передачи , U=4; определенно по исходным данным;

]- допускаемое контактное напряжение, мПа; ]=518,181 мПа; определено по формуле (2.21).

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.24) получено:

Принимаем значение межосевого расстояния =125 мм определено по ([1], с.13).

2.2.6 Предварительные и основные размеры колеса

Ширина колеса , мм определяется по формуле (2,25):

(2.25)

где - коэффициент для шевронных передач, =0,4; определен по ([1],с.13);

-межосевое расстояние, определено по формуле (2.24).

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.25) получено:

Делительный диаметр колеса мм определяется по формуле (2.26):

(2.26)

где -межосевое расстояние, мм; определено по формуле (2.24).

U- передаточное число зубчатой передачи; U=4.

Подставкой указанных выше значений в формулу (2.26) получено:

2.2.7 Модуль передачи

Модуль передачи m, мм определяется по формуле (2.27):

(2.27)

где - коэффициент, = 5,2; определено по ([1],с.16);

- вращающий момент на ведомом валу редуктора, Н×м; =249 Н×м;

- ширина колеса, мм; =50 мм; определена по формуле (2.25);

- допустимое напряжение изгиба для колеса, мПа; =257,1 мПа; определено по формуле (2.23);

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.27) получено:

Принимается значение модуля передачи m=2, определено по ([1],с.13).

2.2.8 Угол наклона и суммарное число зубьев

Угол наклона определено по формуле (2.28):

(2.28)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.28) получено:

Суммарное число зубьев , определяется по формуле (2.29):

(2.29)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.29) получено:

Полученное значение округляется до целого числа, =113.

Действительное значение угла наклона зубьев β, определяется по формуле (2.30);

(2.30)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.30) получено:

2.2.9 Число зубьев

Число зубьев шестерни , определяется по формуле (2.31):

(2.31)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.31) получено:

Число зубьев колеса , определяется по формуле (2.32):

(2.32)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.32) получено:

2.2.10 Фактическое передаточное число

Фактическое передаточное число , определяется по формуле (2.33):

(2.33)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.33) получено:

Отклонение от заданного передаточного числа, , определяется по формуле (2.34):

(2.34)

Подстановкой выше указанных значений в формулу (2.34) получено:

2.2.11 Диаметры шестерни и колеса

Делительный диаметр шестерни , определено по формуле (2.35)

(2.35)

где -угол наклона зуба шестерни; =0,904

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.35) получено:

Диаметр вершин шестерни , мм определяется по формуле(2.36)

(2.36)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.36) получено:

Диаметр впадин шестерни , мм; определяется по формуле(2.37):

(2.37)

Подстановкой указанных выше значений в формулу ( 2.37)получено:

Делительный диаметр колеса , мм определяется по формуле (2.38):

(2.38)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.38) получено:

Диаметр вершин колеса , мм определяется по формуле (2.39):

(2.39)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.39) получено:

Диаметр впадин колеса , мм определяется по формуле (2.40):

(2.40)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.40) получено:

2.2.11 Силы в зацеплении

Окружная сила в среднем диаметре колеса , Н определяется по формуле (2.41):

(2.41)

где - делительный диаметр колеса; =199,12 мм

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.41) получено:

Радиальная сила на колесе , Н; определяется по формуле (2.42):

(2.42)

где -окружная сила, Н; =2508,236 Н; определена по формуле (2.41);

- угол зацепления; = =0,364; определено по ([1], с.15);

- угол наклона зуба; =0,904

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.42) получено:

Осевая сила , Н определяется по формуле (2.43):

(2.43)

где =0,472; определена по ([1], с.15)

Подстановкой указанных значений в формулу (2.43) получено:

2.2.12 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Расчетное напряжение изгиба для колеса, мПа определяется по формуле (2.44):

(2.44)

где - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; =1; определен по ([1], с. 15);

- коэффициент динамической нагрузки; =1,2; определен по ([1], с.16)

-коэффициент, учитывающий наклон зуба, при стандартном наклоне зубьев косозубой передаче, = ; определен по ([1], с.16);

-коэффициент форм зубьев шестерни и колеса; =3,61; определен по ([1],с.16);

Подстановкой указанный выше значений в формулу (2.44) получено:

Расчетное напряжение изгиба для колеса меньше чем допускаемое напряжение изгиба, прочность считается достаточной.

Расчетное напряжение изгиба для шестерни , мПа, определяется по формуле (2.45)

(2.45)

где - коэффициент форм зубьев шестерни и колеса; =3,9; определен по ([1], с.16);

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.45) получено:

Расчетное напряжение изгиба , меньше чем допускаемое напряжение изгиба, прочность считается достаточной.

2.2.13 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Контактное напряжение мПа определяется по формуле (2.46):

(2.46)

где - коэффициент распределения нагрузки между зубьями; =1,1; определен по ([3], с.16);

- коэффициент концентрации нагрузки, =1; определен по ([3], с.16)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.46) получено:

Расчетное напряжение не превышает допустимое.

2.3 Расчет открытой передачи

Для данного расчета необходимы следующие исходные данные:

передаточное число открытой передачи , =3,57
количество оборотов на ведущем валу , =1435 об/мин;
количество оборотов на ведомом валу , =401,960 об/мин;
вращающий момент на ведущем валу , =18,93 Н×м;
вращающий момент на ведомом валу , =64,20 Н×м;
угловая скорость на ведущем валу , =150,196 рад/с;
угловая скорость на ведомом валу , =42,071 рад/с;
мощность на ведущем валу , =2,872 Вт;
мощность на ведомом валу , =2,701 Вт.

Принимаем сечение клинового ремня А по ([2], с.134)

Диаметр меньшего шкива , мм; определяется по формуле (2.47):

(2.47)

где -вращающий момент на ведущем валу, Н×м, =18,93× Н×м

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.47) получено:

Принимаем диаметр =100 мм, определено по ([2],с.132)

Диаметр , мм большего шкива определяется по формуле (2.48):

(2.48)

где ɛ- коэффициент скольжения ремня; ɛ=0,015; определен по ([2],с.120)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2,48) получено:

Принимаем =355 мм.

Угловая скорость ведомого вала , рад/с рассчитывается по формуле (2,49):

(2.49)

Подстановкой указанных выше в формулу (2.49) получено:

Рассчитываем расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчету Δ, рассчитывается по формуле (2.50):

(2.50)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.50) получено:

Полученное значение находится в пределах

Принимаются диаметры шкивов =100 мм и =355мм

Межосевое расстояние принимается в интервале, описываемом системой уравнений (2.51):

(2.51)

где -высота сечения ремня, мм; =8 мм; определена по ([2], с.131)

Подставкой указанных выше значений в формулу (2.51) получено:

Применяется =400 мм

Расчетная длина ремня L, мм определяется по формуле (2.52)

(2.52)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.52) получено:

Подбирается ближайшее значение по стандартному ряду L=1600 мм; определено по ([2], с.131)

Уточнение межосевого расстояния , с учетом стандартной длины ремня, L, определяется по формуле (2.53):

(2.53)

где - длина ремня, мм; определена по формуле (2.54);

-коэффициент, определен по формуле (2.55)

Длина ремня , мм определяется по формуле (2.54):

(2.54)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.54) получено:

Коэффициент , определяется по формуле (2.55):

(2.55)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.55) получено:

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.53) получено:

Угол обхвата меньшего шкива , определяется по формуле (2.56):

(2.56)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.56) получено:

Число ремней в передаче Z, определяется по формуле (2.57):

(2.57)

где - коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи; =1;определен по ([2],с.136)

-мощность передаваемая одним клиновым ремнем, кВт; =1,5 кВт; определена по ([2],с.132);

-коэффициент, учитывающий влияние длины ремня; мм, =1; определен по ([2],с.135);

-коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата, =0,89; определен по ([2],с.136);

-коэффициент, учитывающий число ремней в передаче; предполагается, что число ремней в передаче от 2 до 3, =0,95, определен по ([2],с.136)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.57) получено:

Принимается Z=3, определено по ([2],с.138)

Натяжение ветви клинового ремня , Н определяется по формуле (2.58)

(2.58)

где Ѳ- коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил, ; Ѳ=0,1 ; определен по ([2],с.136)

Скорость v, м/с определяется по формуле (2.59):

(2.59)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.59) получено:

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.58) получено:

Давление на валы , Н определяется по формуле (2.60):

(2.60)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.60) получено:

Ширина шкива , мм определяется по формуле (2.61):

(2.61)

где е- глубина канавки, мм; е=15 мм; определена по ([2], с.138);

- ширина канавки, мм; =10 мм; определена по ([2], с.138)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.61) получено:

2.4 Предварительный расчет валов редуктора и разработка их эскизов

Этот расчет заключается в определении диаметров выходных концов и валов, диаметров под подшипники и и диаметр под колесо .

2.4.1 Ведущий вал

Диаметр выходного конца ведущего вала , мм при допускаемом значении =15 мПа, определено по ([2], с.136), определяется по формуле (2.62):

(2.62)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.62) получено:

Принимается стандартное значение =30 мм. Диаметр подшипника на 3-5 мм больше диаметра выходного конца вала, =35мм.

Эскиз ведущего вала представлен на рисунке 2.1

Рисунок 2.1-Эскиз ведущего вала

2.4.2 Ведомый вал

Диаметр выходного конца ведомого вала , мм при допускаемом значении =15 мПа, определено по ([2],с136), определяется по формуле (2.63):

(2.63)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.63) получено:

Принимается стандартное значение =45 мм, определено по ([2],с.162), =55 мм, выбирается на 3…5 мм больше диаметра выходного конца вала под муфту, =50 мм выбирается на 3…5 мм больше диаметра подшипника.

Эскиз ведомого вала представлен на рисунке 2.2

Рисунок 2.2- Эскиз ведущего вала

2.5 Расчет конструктивных размеров зубчатой пары редукторов

Зубчатая пара представляет из себя:

шестерню, выполненную за одно целое с валом, с размерами:

делительный диаметр, , = 50,88 мм;
диаметр вершин, , =54,88 мм;
ширина шестерни, , =55 мм.

Колесо кованое, с размерами:

делительный диаметр, , =199,12 мм;
диаметр вершин, , =203,12 мм;
ширина колеса , =50 мм.

Диаметр ступицы колеса мм определяется по формуле (2.64):

(2.64)

где - стандартное назначение диаметра ступени вала под колесо, =55мм, определено по([2],с.162).

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.64) получено:

Длина ступицы колеса , мм определяется по формуле (2.65):

(2.65)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.65) получено:

Длина ступицы колеса принимается равной 80 мм

Толщина обода колеса , мм определяется по формуле (2.66):

(2.66)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.66) получено:

Толщина обода колеса выбирается из полученных пределов, =8 мм

Толщина диска С, мм определяется по формуле (2.67):

(2.67)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.67) получено:

2.6 Расчет конструктивных размеров корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса ϭ, мм определяется по формуле (2.68):

(2.68)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.68) получено:

Значение толщины стенок корпуса , принимается равным 8мм

Толщина крышки корпуса , мм определяется по формуле (2.69):

(2.69)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.69) получено:

Значение толщины крышки корпуса, , принимается равным 8 мм

Толщина верхнего пояса корпуса , мм определяется по формуле (2.70):

(2.70)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.70) получено:

Толщина нижнего пояса корпуса р, мм определяется по формуле (2.71):

(2.71)

Значение толщины нижней пояса корпуса р, принимается равной 20 мм

Толщина пояса крышки , мм определяется по формуле (2.72):

(2.72)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.72) получено:

Диаметр фундаментальных болтов , мм определяется по формуле (2.73):

(2.73)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.73) получено:

Принимаем болты с резьбой М16

Диаметр болтов крепящих крышку к корпусу у подшипников , мм определяется по формуле (2.74):

(2.74)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.74) получено:

Принимаем болты с резьбой М12

Диаметр болтов соединяющих крышку с корпусом , мм определяется по формуле (2.75):

(2.75)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.75) получено:

Принимаются болты с резьбой М8.

Расчет коробки скоростей 📙 Реферат → 🆔 234219