Курсовой проект содержит 57 страниц, 15 рисунков, 2 таблицы, 4 источника, 3 приложения, 4 листа графического материала. 1 страница

Реферат

Курсовой проект содержит 57 страниц, 15 рисунков, 2 таблицы, 4 источника, 3 приложения, 4 листа графического материала.

Ременная передача, редуктор, зубчатое колесо, подшипник, муфта, шпонка.

Объектом проектирования является механический привод, состоящий из электродвигателя, ременной передачи и цилиндрического соосного редуктора.

Цель работы - закрепление теоретических знаний в области прочностных расчетов деталей машин и приобретение опыта конструирования.

Выполненные расчеты позволили определить геометрические и конструктивные размеры деталей, проверить их на прочность, выполнить эскизную компоновочную схему, сборочный чертёж редуктора, рабочие чертежи деталей.

Содержание

Введение 5

1. Задание на курсовое проектирование 6

1.1.Схема привода 6

1.2 Исходные данные 7

2. Кинематический расчёт и выбор электродвигателя 8

2.1. Определение потребной мощности и выбор электродвигателя 8

2.2. Определение передаточного числа и распределение его между типами и ступенями передач 9

2.3. Частоты и угловые скорости вращения валов редуктора 9

2.4. Мощности и вращающие моменты на валах редуктора 10

3. Расчет ременной передачи 12

4. Расчёт и конструирование редуктора 16

4.1. Материалы зубчатых колес 16

4.2. Определение геометрических и кинематических параметров тихоходной ступени редуктора (колеса прямозубые) 17

4.2.1. Проверочный расчет зубьев колес на контактную прочность 20

4.2.2, Расчет зубьев на прочность при изгибе 22

4.3. Определение геометрических и кинематических параметров быстроходной ступени редуктора (колеса косозубые) 25

4.3.1. Проверочный расчет зубьев колес на контактную прочность 26

4.3.2. Расчет зубьев на прочность при изгибе 28

4.4. Ориентировочный расчет и конструирование валов 32

4.4.1. Входной вал 32

4.4.2. Промежуточный вал 33

4.4.3. Выходной вал 34

4.5. Выбор подшипников качения 35

4.6. Конструирование зубчатых колес 36

4.7. Конструирование корпуса редуктора 38

4.8. Компоновочная схема редуктора 42

4.9. Расчет валов на совместное действие изгиба и кручения 44

4.10.Расчет подшипников качения 49

4.11. Проверка прочности шпоночных соединений 51

4.12. Выбор и расчет муфт 52

4.12.1Расчет фланцевой муфты 53

4.13 Определение марки масла для зубчатых передач и подшипников 53

Введение

Целью выполнения проекта является закрепление знаний, полученных из ранее освоенных дисциплин и использование их при проектировании механического привода.

Задачей работы является подбор электродвигателя, выполнение кинематического расчета, расчет ременной передачи и редуктора, определение Геометрических и конструктивных размеров деталей и проверок их на прочность.

При выполнении графической части проекта использованы результаты проведенных расчетов.

Поставленные задачи решались с учетом изменений в действующих стандартах и рекомендаций, учитывающих опыт создания и эксплуатации подобных устройств.

1. Задание на курсовое проектирование

1.1.Схема привода

В механический привод (рисунок 1.1) входят электродвигатель 1, ременная передача и редуктор. Ременная передача включает в себя ведущий 2 и ведомый 3 шкивы, ремень 4. Редуктор цилиндрический двухступенчатый соосный.

Рисунок I.I – Механический привод

Зубчатые колеса быстроходной 5 и тихоходней 6 ступеней насажены на входной 7, промежуточный 8 и выходной 9 валы. Подшипники 10 поддерживают валы и позволяют им свободно вращаться. Зубчатые колеса, валы и подшипники расположены внутри закрытого чугунного корпуса II. Выходной вал редуктора соединен с приемным залом 12 катаны муфтой 13. Ввиду того, что входной и выходной валы располагаются по одной оси, для размещения их подшипников внутри корпуса имеется опора 14, укрепленная ребром жесткости 15

1.2 Исходные данные

1. Режим работы нереверсивный.

2. Мощность на выходном валу редуктора Р₃=5,3кВт..

3. Частота вращения приемного вала машины n₃=75 об/мин.

4. Частота вращения (синхронная) вала электродвигателя n_с=1000 об/мин.

5. Электродвигатель соединен с редуктором посредством плоскоременной передачи.

6. Редуктор соединен с приемным валом машины посредством фланцевой муфты.

7. Ступени редуктора: быстроходная колеса косозубые

тихоходная колеса прямозубые

8. Опоры валов редуктора выполнить в виде подшипников качения – ПК

9. Смазка жидкая индустриальными маслами окунанием.

10. Долговечность передачи принять L_h=20 тысяч часов

2. Кинематический расчёт и выбор электродвигателя

2.1. Определение потребной мощности и выбор электродвигателя

Общий КПД привода

, (2.1.1)

где η_Р= 0,96 КПД плоскоременной передачи;

η_Р = 0,95 КПД клиноременной передачи;

η_Б= η_Т (0,96 – 0,98) КПД быстроходной и тихоходной цилиндрических передач;

η_П = (0,99 – 0,995) КПД одной пары подшипников.

Потребная мощность, кВт,

, (2.1.2)

где P₃ мощность на выходном валу редуктора, кВт.

кВт

По потребной мощности из прил., [II, с. 377 - 379, табл. 24.8, 24.9] выбирается тип электродвигателя так, чтобы

^Р э ≥ ^Pп,

где Р_э номинальная мощность электродвигателя, указанная в каталоге.

7,50≥5,956

Двигатель закрытый обдуваемый единой серии 4А132М6,

номинальная мощность – 7,50 кВт

рабочая частот вращения, n_э – 970 об/мин

диаметр вала двигателя, d_э – 38 мин.

2.2. Определение передаточного числа и распределение его между типами и ступенями передач

Общее передаточное число привода

, (2.2.1)

где n_э – рабочая частота вращения вала электродвигателя, об/мин;

n₃ – частота вращения выходного вала редуктора, об/мин.

Общее передаточное число привода можно представить и как произведение:

, (2.2.2)

где U_р, U_Б, U_Т– передаточные числа ременной передачи, быстроходной и тихоходной ступеней редуктора соответственно.

Из условия рационального соотношения размеров диаметра ведомого шкива ременной передачи и редуктора рекомендуется в расчетах принимать

1< U_Р ≥2

U_р= 1,5

Передаточное число редуктора

, (2.2.3)

В соответствии с [ II, с. 7, табл. I.3] передаточные числа тихоходной и быстроходной ступеней редуктора можно определить из соотношений:

; (2.2.4)

, (2.2.5)

2.3. Частоты и угловые скорости вращения валов редуктора

Частоты, об/мин:

входной вал

; (2.3.1)

об/мин

Промежуточный вал

, (2.3.2)

об/мин

выходной вал

, (2.3.3)

об/мин

приемный вал машины

n_пв=n_3, (2.3.4)

n_пв=75 об/мин

Угловые скорости, с^-1:

входной вал

, (2.3.5)

рад с^-1

промежуточный вал

, (2.3.6)

рад с^-1

выходной вал

, (2.3.7)

рад с^-1

приемный вал машины

, (2.3.8)

рад с^-1

2.4. Мощности и вращающие моменты на валах редуктора

Мощности, кВт:

; (2.4.1)

; (2.4.2)

; (2.4.3)

, (2.4.4)

кВт

Моменты, Н·м:

; (2.4.5)

; (2.4.6)

; (2.4.7)

; (2.4.8)

Н·м

3. Расчет плоско ременной передачи

Вариант механического привода представлен на рис. 3.1. Ременная передача, состоящая из ведущего I, ведомого 2 шкивов и ремня 3, является быстроходной ступенью привода, понижающей частоту вращения вала электродвигателя 4.

Рис. I. Кинематическая схема привода с ременной передачей: I, 2 - ведущий и ведомый шкивы; 3 - ремень; 4 - электродвигатель; 5 - редуктор; 6 - муфта; 7 - приемный вал машины

Расчет ременной передачи заключается в определении геометрических размеров, сил, действующих на валы, и долговечности.

Диаметр ведущего шкива передачи, мм,

, (3.1)

где Р_П мощность на ведущем валу передачи, равная потребной мощности, Вт;

n_э частота вращения ведущего вала передачи, равная частоте вращения вала электродвигателя, об/мин.

мм

Из найденного интервала значений d₁ выбирают большее стандартное d₁=200

Диаметр ведомого шкива (без учета скольжения), мм,

(3.2)

где U_р передаточное число ременной передачи.

мм

Найденное значение d₂ округляем до ближайшего стандартного d₂=300

Межосевое расстояние, мм,

, (3.3)

мм

Длина ремня, мм,

, (3.4)

мм

Угол обхвата меньшего шкива, град.,

, (3.5)

град

Скорость ремня, м/с,

, (3.6)

м/с

В зависимости от скорости выбирается тип ремня В.

Допускаемая удельная тяговая способность ремня, Н/мм²,

, (3.7)

Оптимальная удельная тяговая способность ремня, Н/мм²,

, (3.8)

Значения коэффициентов a, W и наибольшего допускаемого отношения δ/d₁

Наибольшее распространение имеют прорезиненные ремни. Поэтому коэффициенты a, и W выбираются для прорезиненных ремней при отношении δ/d₁ = 1/40.

Н/мм²

Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата меньшего шкива,

Коэффициент, учитывающий влияние скорости ремня,

, (3.9)

Коэффициент С_р,. учитывающий, влияние -режима ^:работы, выбирается из прил. 2. Коэффициент С_θ, учитывающий расположение передачи, - из прил. 3.

Н/мм²

Окружное усилие, Н

, (3.10)

Требуемая площадь поперечного сечения ремня, мм²,

, (3.11)

мм²

где b – ширина ремня, мм;

δ – толщина ремня, мм.

Ориентировочная толщина ремня определяется с учетом выполнения условия, мм:

, (3.12)

мм

где di - диаметр малого шкива, принятый из стандарта, мм.

Толщина одной прокладки δ₁ принимается из прил. 5 в зависимости от типа ремня и конструкции. Для ремней типа В рекомендуется принимать δ₁ = I,25 мм. Тогда количество прокладок

(3.13)

Найденное значение округляется до ближайшего стандартного z=6

Уточняется толщина ремня, мм.

, (3.14)

мм

Ширина ремня, мм.

, (3.15)

мм

Значение b округляется до ближайшего стандартного b=53 Уточненное значение площади сечения ремня, мм²,

(3.16)

мм²

Рассчитанный ремень проверяется на прочность и долговечность. При проверке на прочность определяется максимальное напряжение в сечении, набегающем на ведущий шкив:

(3.17)

где σ₁- напряжение, обусловленное величиной силы;

F_t, действующей в ведущей ветви ремня передачи, Н/мм²,

(3.18)

Н/мм²

σ₀ напряжение от предварительного натяжения, принимаемое для плоских прорезиненных ремней равным 1,8 Н/мм²;

σ_n напряжение, обусловленное изгибом ремня при огибании ведущего шкива, Н/мм²,

(3.19)

Н/мм

Е_и модуль упругости при изгибе для прорезиненных ремней, Н/мм²,

Е_и = 80 - 100 Н/мм²;

σ_v напряжение, обусловленное действием центробежной силы, Н/мм²,

(3.20)

Н/мм²

ρ = 1200 плотность прорезиненного ремня, кг/м;

v скорость ремня, м/с.

Н/мм²

При расчете передачи должно выполняться условие прочности:

Для прорезиненных ремней [σ_р ]=6 – 8 Н/мм.

Расчетная долговечность ремня, ч,

(3.21)

ч.

где m = 5 для плоских ремней;

10⁷ базовое число циклов;

σ_у = 7 предел выносливости для прорезиненных ремней без прослоек, Н/мм²;

v- частота пробегов ремня в секунду;

С_i =1,35 коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа;

С_н коэффициент, учитывающий непостоянство нагрузки; при постоянной нагрузке С_н = I.

Сила давления на валы для передачи с периодическим регулированием начального натяжения ремня

(3.22)

Рассчитанная ременная передача имеет следующие параметры

d₁=200 мм; d₂=300 мм; а=1000 мм

L=2787,5 мм; v=10,96 м/с; α₁=174,3 град

А=265 мм²; b=53 мм; δ=5 мм

H₀=2196337,579 ч; F_n=71,063; B=60

Тип ремня В

4. Расчёт и конструирование редуктора

Тип редуктора - цилиндрический двухступенчатый соосный. Быстроходная (первая) ступень редуктора – цилиндрическая с косозубыми колесами, тихоходная (вторая) – с прямозубыми.

4.1. Материалы зубчатых колес

Основным материалом для изготовления зубчатых колес служат термически обработанные стали. По сравнению с другими материалами они в наибольшей степени обеспечивают контактную прочность и прочность зубьев на изгиб.

В зависимости от твердости (или термообработки) стальные зубчатые колеса разделяют на две группы: твердостью НВ > 350 (с объемной закалкой, закалкой т.в.ч., цементацией, азотированием); твердостью НВ ≤ 350 (зубчатые колеса нормализованные или улучшенные).

Применение материалов с НВ > 350 позволяет существенно повысить нагрузочную способность зубчатых передач. Однако колеса из таких материалов плохо прирабатываются, поэтому требуют повышенной точности изготовления, повышенной жесткости валов и опор. Кроме того, нарезание зубьев при высокой твердости затруднено. Это обусловливает выполнение термообработки после нарезания зубьев. Часто некоторые виды термообработки вызывают значительное коробление зубьев. Исправление формы зубьев требует осуществления дополнительных операций: шлифовки, притирки, обкатки. Эта трудности проще преодолеть в условиях крупносерийного и массового производства, когда окупаются затраты на специальное оборудование, инструменты и приспособления.

Твердость материала НВ ≤ 350 позволяет производить нарезание зубьев после термообработки. При этом можно получать высокую точность без применения дорогих отделочных операций. Колеса этой группы хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках. Для лучшей приработки зубьев твердость шестерни рекомендуется назначать больше твердости колеса на 30 - 50 единиц:

где HB₁ и НB₂ твердости рабочих поверхностей шестерни и колеса соответственно.

Технологические преимущества материала при НВ ≤ 350 обеспечили ему широкое распространение в условиях индивидуального и мелкосерийного производства, в мало - и средненагруженных передачах.

Учитывая, что заданием предусмотрено проектирование индивидуального привода, рекомендуется выбирать материалы для зубчатых колес с твердостью НВ ≤ 350. Для получения передач сравнительно небольших габаритов следует подобрать материал для шестерни с твердостью, близкой к НВ≈300.

С целью сокращения номенклатуры материалов в двух и многоступенчатых редукторах назначают одну и ту же марку стали для всех шестерен, аналогично и для колес.

Данные о материалах целесообразно представить в виде табл. 4.1

Таблица 4.1

Механические характеристики материалов зубчатых колес

Зубчатое

колесо

Марка

стали

Термообработка

Твердость сердцевины НВ, кгс/мм²

Предел прочности s_в, МПа

Z₁

Z₂

Z₃

Z₄

40ХН

Улучшение

Нормализация

Улучшение

Нормализация

269-302

220-250

269-302

220-250

4.2. Определение геометрических и кинематических параметров тихоходной ступени редуктора (колеса прямозубые)

При расчете передач следует считать, что редуктор выполняется в виде самостоятельного механизма. Поэтому в соответствии с ГОСТ 21354-87 основным параметром передачи является межосевое расстояние а_ω Межосевые расстояния быстроходной а_ωб и тихоходной а_ωт передач (ступеней) редуктора этого типа равны между собой. Однако тихоходная ступень более нагружена. Поэтому расчет следует начать с нее.

Межосевое расстояние, мм

(4.2.1)

где K_а= – 495 вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;

U_T – передаточное число тихоходной ступени редуктора;

Т₃ – вращающий момент на ведомом валу передачи, Н-м;

К_нβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, принимаемый из графика (рис. 4.2.1) в зависимости от коэффициента ширины венца зубчатого колеса ψ_bd относительно делительного диаметра,