Расчет и проектирование привода автомобиля
Изучение назначения и описания работы привода - устройства для приведения в действие машин. Ознакомление с процессом выбора электродвигателя, а также с кинематическим и силовым расчетом привода. Анализ выбора типа смазки для передач и подшипников.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 23.08.2014 |
| Размер файла | 733,8 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Белорусский национальный технический университет
Факультет информационных технологий и робототехники
Кафедра «Детали машин ПТМ и М»
Курсовой проект по дисциплине «Детали машин»
Тема: «Расчет и проектирование привода автомобиля»
Исполнитель:
Качан Владислав Викторович студент группы 103141
Руководитель проекта:
Калина Алла Александровна
Минск 2014
Содержание
1. Назначение и описание работы привода
2. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода
3. Расчет передач
4. Предварительный расчет валов
5. Выбор муфт
6. Подбор подшипников качения
7 Расчет валов на выносливость (основной расчет валов)
8. Расчет подшипников долговечность
9. Расчет валов на выносливость
10. Назначение посадок, выбор квалитетов точности, шероховатостей поверхностей, допуска формы и расположения поверхностей
11. Расчет элементов корпуса редуктора
12. Выбор типа смазки для передач и подшипников
13. Описание сборки коробки передач
Литература
1. Назначение и описание работы привода
Привод -- устройство для приведения в действие машин. Различают привод групповой (для нескольких машин) и индивидуальный.
Разрабатываемый привод состоит из асинхронного двигателя серии 100S4, клиноременной передачи, двухступенчатой цилиндрической коробки передач и муфты. Зубчатые передачи состоят из двух колес, имеющих чередующиеся зубья и впадины. Меньшее из них называют шестерней, а большее - колесом.
Коробкой передач называется механизм, состоящий из зубчатых передач, выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Коробка передач состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания или устройства для охлаждения.
Коробка передач предназначена для ступенчатого изменения частоты вращения выходного вала и передачи вращательного момента электродвигателя на зубчатую муфту.
Спроектированная в настоящем курсовом проекте коробка передач соответствует условиям технического задания.
Коробка передач нереверсивная. Она может применяться в приводах быстроходных конвейеров, транспортеров, элеваторов, других рабочих машин. Конструкция коробки передач отвечает требованиям техническим и сборочным.
Корпус выполнен разъемным, литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412-79. Оси валов коробки передач расположены в одной (горизонтальной) плоскости. Благодаря разъему в плоскости осей валов обеспечивается её наиболее удобная сборка.
Валы коробки передач изготовляются из стали 45. Для опор валов используются подшипники качения.
Герметично закрытый корпус коробки передач обеспечивает требования как техники безопасности, так и производственной санитарии.
Для контроля уровня масла в корпусе коробки передач установлен фонарный маслоуказатель.
2. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода
Определяем потребляемую мощность и мощность на каждом из валов
Выбор электродвигателя необходимо осуществлять исходя из мощности и частоты вращения.
По исходным данным имеется мощность на выходном валу КП. Необходимо вычислить исходя из КПД передач мощность двигателя на входе. привод машина электродвигатель подшипник
КПД зубчатой цилиндрической передачи в закрытом корпусе цил = 0,98; КПД пары подшипников подш = 0,995; КПД клиноременной передачи рем = 0,95; КПД муфты .
Определяем требуемую мощность электродвигателя и мощность на каждом из валов:
где -мощность на выходе привода.
Выбор электродвигателя
По рассчитанному значению мощности принимаем асинхронный электродвигатель серии 110S4с номинальной мощностью , для которого nсин=1000мин-1, nасин=975мин-1, где nсин - синхронная частота двигателя; nасин - асинхронная частота двигателя.
Кинематический расчет привода
Определение передаточных отношений
Для коробки передач передаточные отношения выбираются путем построения графика частот вращения.
iобщ. общее передаточное отношение привода:
iрем=1.741;
iцил б/х=2.37;
iцил т/х=2.36 - передаточное отношение одной передачи;
iцил т/х=1.78 - передаточное отношение второй передачи;
Частота вращения каждого из валов
Вращающие моменты на валах привода
где - мощность на рассчитываемом i-ом валу, кВт;
n - частота вращения на рассчитываемом i-ом валу, мин-1;
- момент на выходном валу при включении одной передачи;
- момент на выходном валу при включении второй передачи.
- момент на выходном валу после муфты при включении одной передачи;
- момент на выходном валу после муфты при включении второй передачи.
Занесем результаты расчетов в таблицу.
Таблица. Значения частот вращения, мощностей и моментов на валах
|
Вал |
Частота вращения n, |
Мощность P, кВт |
Вращающий момент T, Нм |
|
|
I |
975 |
8.515 |
83.4 |
|
|
II |
560.02 |
8.049 |
137.256 |
|
|
III |
236.3 |
7.84 |
316.85 |
|
|
IV' |
132.75 |
7.49 |
538.83 |
|
|
IV” |
100.13 |
7.35 |
714.37 |
3. Расчет передач
Расчет клиноременной передачи
T=137.256 Нм - врвщающий момент на ведомом шкиве;
Передаточное число:
Исходя из момента ведомого вала выбираем ремень сечения Б. Его характеристики:
bр =14(мм) - рабочая ширина ремня;
h=10.5(мм) - высота ремня;
S1 =138(мм2) - площадь сечения ремня;
е=0.01;
Длина ремня L=560..4000(мм);
Dmin = D1 = dр =160(мм);
Диаметр ведомого шкива:
D2 = D1 ·Uрем=160·1.741 =278.56(мм)=280(мм);
Минимальное межосевое расстояние:
аmin=0.55(D1+D2)+h=0.55·(160+280)+8=252.5(мм);
Максимальное межосевое расстояние:
аmax=2(D1+D2)=2·(160+280)=880(мм);
Фактическое передаточное число:
;
Передаточное число с учетом проскальзывания ремня:
;
Проверим отклонение фактического передаточного:
Удовлетворяет условиям.
Окружная скорость ремня:
Примем межосевое расстояние равным a=500(мм).
Исходя из этого длина ремня будет следующей:
Уточним межосевое расстояние:
amin=a-0.015·L=475(мм);
amax=a+0.03·L=551(мм);
Угол между натянутым ремнём и горизонтом:
Усилия в зацеплении:
у0=1.5;
Eu=80(МПа) - модуль упругости; с=1250 кг/м3 - плотность ремня (стр.38-39, [1]);
v1=1;
v2=1;
m=8; - показатель степени кривой усталости для клиновых ремней.
Поправочные коэффициенты берем из таблиц 3.7, 3.8, 3.9 (стр.54-55, [1]):
C1=0.98 - угол обхвата;
C2=1.0 - скорости;
C3=0.9 - режима работы.
k0=1.88;
k=k0 C1 ·C2 ·C3=1.88·0.98·1.0·0.9=1.66;
Количество ремней в передаче:
Сила натяжения ремня данной передачи:
;
Рассчитаем долговечность ремня:
- напряжения в ремне:
; - напряжение от рабочего натяжения Ft;
- напряжение изгиба;
- от центробежной силы;
- наибольшее напряжение в ремне:
- долговечность ремня:
- предел усталости для клиновых кордтканевых ремней.
Итак запишем параметры выбранного ремня из таблицы 3.20 (стр.60, [1]):
f=12,5(мм) - расстояние от края шкива до середины 1-го ремня;
e=14,7(мм) - расстояние между ремнями;
b=4,2(мм) - ширина впадины по вершине зуба;
Расчет быстроходной цилиндрической косозубой передачи
Выбор материала и способа термообработки зубчатых колес
Для изготовления колеса и шестерни передачи выберем сталь 45 со следующими механическими характеристиками:
шестерня:
твердость - HHB1=300HВ;
термообработка - улучшение
колесо:
твердость - HHB2=250HВ;
термообработка - улучшение
Определение допускаемого контактного напряжения
Допускаемое контактное напряжение при расчете на контактную усталость:
,
где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения, МПа;
Предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения:
;
.
- коэффициент безопасности (для колес с ));
- коэффициент долговечности;
,
где - базовое число циклов нагружений;
- эквивалентное число циклов нагружений;
,
где - число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым колесом;
;
- ресурс привода в часах;
- частота вращения рассчитываемого колеса, мин-1.
- нагрузка на данном режиме работы;
- максимальная нагрузка
Т.к. , то ,
где - показатель степени в формуле ZN:
За расчетное выбираем меньшее из полученных значений, т.е.
Расчет допускаемого напряжения изгиба
Допускаемое напряжение при изгибе:
,
где - предел изгибной выносливости при базовом числе циклов нагружения
- коэффициент запаса прочности по изгибу;
- коэффициент долговечности
где - базовое число циклов нагружения;
циклов;
, т.к. .
- эквивалентное число циклов нагружений;
Т.к. должно выполняться условие:
- коэффициент, учитывающий двухстороннее приложение нагрузки к зубу рассчитываемого колеса. У нереверсивных передач . Так как по условию передачи у нас не реверсивные - .
- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности.
Принимаем .
Расчет геометрических параметров передачи
Межосевое расстояние зубчатого зацепления
Для косозубой передачи МПа1/3.
- передаточное число. Принимаем ;
(Н•м) - крутящий момент на ведомом звене;
- коэффициент ширины зуба относительно межосевого расстояния. Выбирается в зависимости от расположения колёс.
Принимаем , т.к. колеса редуктора.
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба. Определяется по графикам в зависимости от значения и твёрдости колёс. Принимаем (По графику на стр.227,[2]).
(МПа) - расчётное допускаемое контактное напряжение
Модуль:
Определим ширину колеса и шестерни:
Ширина шестерни: мм
Предварительно найдём угол наклона зубьев шестерни и колеса:
Найдем суммарное количество зубьев в передаче:
Тогда число зубцов колеса:
Уточняем передаточное число:
фактическое передаточное число:
Отклонение составляет:
, что допустимо.
Уточним угол наклона зубьев:
Определим диаметры шестерни и колеса:
делительный диаметр шестерни:
делительный диаметр колеса:
диаметр вершин зубцов шестерни:
диаметр вершин зубцов колеса:
диаметр впадин зубцов шестерни:
диаметр впадин зубцов колеса:
Определяем окружную скорость передачи:
В соответствии с рассчитанной скоростью назначаем степень точности передачи:
Определение усилий в зацеплении
Определяем окружную силу Ft:
Определяем радиальную силу Fr:
,
где - угол зацепления; .
Определяем осевую силу Fa:
.
Проверочный расчет на контактную выносливость
,
где - коэффициент расчетной нагрузки
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Берём по графику в зависимости от шbd: (стр.227,[2]).
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки. Для данного вида передачи степени точности .
- коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку. Принимаем .
- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;
,
где - удельная окружная динамическая сила.
,
где - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления шестерни и колеса. Берём из таблицы в зависимости от модуля =7.3 (табл.10.8, стр.230, [2]);
- окружная скорость передачи;
- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубцов (принимаем по таблице 10.7,стр.230,[2]) =0.02.
Н/мм;
- коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колёс. Для стали принимаем =192 МПа1/2, (табл.10.10, стр.234, [2]).
- коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубцов в полюсе зацепления.
- угол профиля зубца в нормальном сечении. Принимаем ,
- т.к. колеса нарезаны без смещения.(стр.235, [2]).
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий. Зависит от коэффициента осевого перекрытия .
Т.к. и передача косозубая, то
- коэффициент торцового перекрытия
Таким образом:
Условие прочности по контактным напряжениям выполняется.
Проверочный расчет на изгибную усталость
,
,
где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубцами. Для данного вида передачи (стр.246, [2]).
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Принимаем .(По графику на стр.227,[2]).
- коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку в зацеплении
где - удельная окружная динамическая сила.
,
где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубцов. Принимаем .(стр.230, [2]).
- коэффициент, учитывающий угол наклона зубцов. Для косозубой передачи .
- коэффициент, учитывающий перекрытие зубцов. Для косозубой передачи .
- коэффициент, учитывающий форму зуба. Для его определения найдём эквивалентное число зубцов :
;
Для прямозубой передачи :
Определим отношение . Дальнейший расчет будем проводить для того зубчатого колеса, у которого это отношение окажется меньше:
для шестерни
для колеса
Дальнейший расчет производим по колесу ( МПа).
Таким образом:
Следовательно, условие прочности выполняется.
Расчет на перегрузку:
,
где - прочность материала. Для данного материала = 27(HRC).
.
.
Напряжения удовлетворяют условиям.
Расчет цилиндрической прямозубой передачи
Выбор материала и способа термообработки зубчатых колес
Для изготовления колеса и шестерни передачи выберем сталь 45 со следующими механическими характеристиками:
шестерня:
твердость - HHB1=48HRC=460HB;
термообработка - улучшение и нормализация
колесо:
твердость - HHB2=42HRC=400HB;
термообработка - улучшение и нормализация
Определение допускаемого контактного напряжения
Допускаемое контактное напряжение при расчете на контактную усталость:
,
где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения, МПа;
Предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения:
;
.
- коэффициент безопасности );
- коэффициент долговечности;
,
где - базовое число циклов нагружений;
- эквивалентное число циклов нагружений;
,
где - число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым колесом; ;
- ресурс привода в часах;
- частота вращения рассчитываемого колеса, мин-1.
- нагрузка на данном режиме работы;
- максимальная нагрузка
, то ,
где - показатель степени в формуле ZN:
За расчетное выбираем меньшее из полученных значений, т.е.
Расчет допускаемого напряжения изгиба
Допускаемое напряжение при изгибе:
,
где - предел изгибной выносливости при базовом числе циклов нагружения
- коэффициент запаса прочности по изгибу;
- коэффициент долговечности
где - базовое число циклов нагружения;
циклов;
, т.к. .
- эквивалентное число циклов нагружений;
Т.к должно выполняться условие:
- коэффициент, учитывающий двухстороннее приложение нагрузки к зубу рассчитываемого колеса. У нереверсивных передач . Так как по условию передачи у нас не реверсивные - .
- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности.
Принимаем .
Расчет геометрических параметров передачи
Межосевое расстояние зубчатого зацепления
где - коэффициент, учитывающий тип передачи;
Для прямозубой передачи МПа1/3.
i- передаточное число. Принимаем i=2.36;
(Н•м) - крутящий момент на ведомом звене;
- коэффициент ширины зуба относительно межосевого расстояния. Выбирается в зависимости от расположения колёс.
Принимаем , т.к. расположение колес симметрично относительно опор (подшипников).
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба. Определяется по графикам в зависимости от значения и твёрдости колёс. Принимаем (По графику на стр.227,[2]).
(МПа) - расчётное допускаемое контактное напряжение
Выбираем из стандартного ряда межосевых расстояний ближайшее к рассчитанному нами значению: aw=140мм.
Модуль:
1) первое колесо : определим ширину колеса и шестерни:
мм
Принимаем .
Ширина шестерни: мм
Из таб. Находим Z суммарное по m и a :
ZE=112 , Z1=33 ;
Тогда число зубцов колеса
Z2=79
фактическое передаточное число:
Отклонение составляет:
, что допустимо.
Уточним угол наклона зубьев:
Определим диаметры шестерни и колеса:
делительный диаметр шестерни:
делительный диаметр колеса:
диаметр вершин зубцов шестерни:
диаметр вершин зубцов колеса:
диаметр впадин зубцов шестерни:
диаметр впадин зубцов колеса:
Определение диаметров остальных колес:
2) второе колесо:
Ширина шестерни: мм
Z1=40, Z2=72
фактическое передаточное число:
Отклонение составляет:
, что допустимо.
Определим диаметры шестерни и колеса:
делительный диаметр шестерни:
делительный диаметр колеса:
диаметр вершин зубцов шестерни:
диаметр вершин зубцов колеса:
диаметр впадин зубцов шестерни:
диаметр впадин зубцов колеса:
Определение усилий в зацеплении
Определяем окружную силу Ft:
Определяем радиальную силу Fr:
,
где - угол зацепления; .
Проверочный расчет на контактную выносливость
,
где - коэффициент расчетной нагрузки
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Берём по графику в зависимости от шbd: (стр.227,[2]).
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки. Для данного вида передачи степени точности .
- коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку. Принимаем .
- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;
,
где - удельная окружная динамическая сила.
,
где - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления шестерни и колеса. Берём из таблицы в зависимости от модуля =7,3 (табл.10.8, стр.230, [2]);
- окружная скорость передачи;
- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубцов (принимаем по таблице 10.7,стр.230,[2]) =0.02.
Н/мм;
- коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колёс. Для стали принимаем =192 МПа1/2, (табл.10.10, стр.234, [2]).
- коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубцов в полюсе зацепления.
- угол профиля зубца в нормальном сечении. Принимаем ,
- т.к. колеса нарезаны без смещения.(стр.235, [2]).
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий. Зависит от коэффициента осевого перекрытия .
Т.к. и передача прямозубая , то
- коэффициент торцового перекрытия
Таким образом:
Условие прочности по контактным напряжениям выполняется.
Проверочный расчет на изгибную усталость
,
,
где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубцами. Для данного вида передачи KFa=1.35 (стр.246, [2]).
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Принимаем KFв=1.1.(По графику на стр.227,[2]).
- коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку в зацеплении
где - удельная окружная динамическая сила.
,
где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубцов. Принимаем .(стр.230, [2]).
Н/мм;
- коэффициент, учитывающий угол наклона зубцов. Для прямозубой передачи .
- коэффициент, учитывающий перекрытие зубцов. Для прямозубой передачи при ев <1: .
- коэффициент, учитывающий форму зуба. Для его определения найдём эквивалентное число зубцов :
Zv1=Z1=40
Zv2=Z2=72
Тогда YF1=4.3 и YF2=3.7
Таким образом:
Следовательно, условие прочности выполняется.
Расчет на перегрузку:
где утек - предел текучести материала. Для данной твердости материала утек=580(МПа).
.
,
где ув - предел прочности материала. Для данной твердости материала ув=850(МПа).
Условия прочности выполняются.
4. Предварительный расчет валов
Из условия прочности на кручение определяется диаметр выходных концов валов dвых
,мм
где [ф] - допускаемое напряжение кручения для материала вала.
Для ведущего вала принимаем [ф] = 20 Н/мм 2, т.к. в начале вала насажен шкив:
Принимаем конструктивно диаметр под шкив - 30 мм; под подшипники - 35 мм, основной диаметр вала в редукторе 40 мм. Шестерня цилиндрической прямозубой передачи выполняется за одно с валом.
Для ведомого вала принимаем [ф] = 25 Н/мм 2:
Принимаем конструктивно диаметр под муфту - 40 мм; под подшипники - 45 мм, под зубчатые колеса - 50 мм.
Для ведомого вала цилиндрической прямозубой передачи принимаем [ф] = 25 Н/мм2:
Принимаем конструктивно диаметр под муфту - 50 мм; под подшипники - 55 мм, под зубчатое колесо - 60 мм.
5. Выбор муфт
Выбор муфты на выходном валу редуктора
Произведем выбор муфты, соединяющей ведомый вал тихоходной передачи с выходным валом редуктора.
Так как на рассматриваемых валах большой момент, то устанавливаем зубчатую муфту.
Зубчатая муфта позволяет соединять валы, нагруженные большими вращающими моментами при различной комбинации радиальных, угловых и осевых смещений. Муфта состоит из двух обойм с внутренними зубьями, которые находятся в зацеплении с двумя зубчатыми втулками, закрепленными на концах соединяемых валов.
На работу муфты существенное влияние оказывают толчки, удары и колебания, обусловленные характером приводимой в движение машины. В связи с этим подбор муфты производим по расчетному моменту Tр:
где - коэффициент режима работы. Принимаем =1,25
T - крутящий момент на валу
Выбираем зубчатую муфту по ГОСТ 5006-94 со следующими характеристиками:
Tp,кН·м |
nmaxмин-1 |
d,мм |
D,мм |
D1,мм |
L,мм |
l,мм |
Зацепление |
||||
|
m |
z |
b |
l1 |
||||||||
|
1,6 |
2100 |
55 |
170 |
125 |
174 |
82 |
2.5 |
38 |
13 |
75 |
Полумуфты насаживают на концы валов с натягом с использованием призматических шпонок.
6. Подбор подшипников качения
Для ведущего вала быстроходной передачи принимаем : подшипник 7307 слева и справа по ГОСТ 8338-75; для ведомого вала быстроходной передачи принимаем подшипник 7308 по ГОСТ 8338-75; для ведомого вала тихоходной принимаем подшипник 208 по ГОСТ 27365-87; для ведомого вала быстроходной передачи принимаем подшипник 211 по ГОСТ 27365-87. Основные параметры и размеры подшипников приведены в таблице:
Таблица. Основные размеры и параметры подшипников.
Обозначениеподшипников |
d, мм |
D, мм |
B, мм |
C,мм |
Сr, кН |
С0r, кН |
е |
|
|
7307 |
35 |
80 |
18 |
21 |
54 |
38 |
- |
|
|
7308 |
40 |
90 |
25.25 |
- |
91.4 |
102 |
- |
|
|
208 |
40 |
80 |
18 |
15 |
19 |
32 |
- |
|
|
211 |
55 |
100 |
21 |
18 |
29 |
43.6 |
- |
7. Расчет валов на выносливость (основной расчет валов)
Определение сил действующих на валы и опоры
Выбор материала: для всех валов материал - сталь 45, для которой предел прочности .
Расчет ведущего вала.
Силы, действующие в зацеплении:
Ft21=3229.8Н
Fr21=1201.3Н
Расчетная схема приведена на рисунке 1.
Определение реакций опор и построение эпюр.
Плоскость XZ:
;
;
;
;
Проверка:
:
Плоскость YZ:
:;
;
:;
По полученным данным строим эпюры.
Крутящие моменты
Суммарные реакции на опорах:
.
Суммарные изгибающие моменты на опорах:
Определяем сечение вала в самой нагруженной точке. Проверочный расчет вала будем проводить для сечения, где эквивалентный момент максимален , т.е. под шестернею тихоходной косозубой передачи.
мм
- допускаемое напряжение изгиба
Диаметр вала в рассчитываемом сечении d = 32 мм, что больше рассчитанного.
Расчет промежуточного вала при первом включении передачи.
Силы, действующие в зацеплении:
Плоскость XZ:
;
;
;
;
Проверка:
:
8. Расчет подшипников долговечность
Определение долговечности для подшипников ведущего вала быстроходной передачи:
Определим суммарные реакции в опорах, которые являются радиальными нагрузками на подшипники:
Н
Н
Определяем осевые нагрузки:
Принимаем подшипник 206, у которого динамическая грузоподъёмность , статическая грузоподъёмность , , срок службы редуктора .
V - коэффициент, учитывающий который из колец подшипника вращается: V=1.
Определяем эквивалентную нагрузку на подшипник:
где - коэффициент безопасности условия работы:
=>
- коэффициент теплового режима:
Наиболее нагружена опора А, расчёт ведём по ней:
Расчёт по динамической грузоподъёмности показывает, что подшипники выбраны верно, так как расчётный срок службы редуктора составляет 11037,6 часов, а выбранного подшипника - 109721.5 часов.
Определение долговечности для подшипников ведомого вала быстроходной передачи:
Определим суммарные реакции в опорах, которые являются радиальными нагрузками на подшипники:
Н
Н
Определяем осевые нагрузки:
1 опора: Принимаем подшипник 12208, у которого динамическая грузоподъёмность , статическая грузоподъёмность , , срок службы редуктора ;
V - коэффициент, учитывающий который из колец подшипника вращается: V=1.
Определяем эквивалентную нагрузку на подшипник:
где - коэффициент безопасности условия работы:
=>
- коэффициент теплового режима:
2 опора: Принимаем подшипник 7207A, у которого динамическая грузоподъёмность , статическая грузоподъёмность , , срок службы редуктора ;
(осевой параметр подшипника)
Осевые нагрузки на подшипники (суммарные осевые усилия в зацеплении):
Н
Н
=>
Принимаем X=0.67, Y=0.67ctgб=0.67ctg18=3.08*0.67=2.0636.
Х - коэффициент радиальной нагрузки.
Y - коэффициент осевой нагрузки.
Определяем эквивалентную нагрузку на подшипник:
где - коэффициент безопасности условия работы:
=>
- коэффициент теплового режима:
Расчёт по динамической грузоподъёмности показывает, что подшипники выбраны верно, так как расчётный срок службы редуктора составляет 11037,6 часов, а выбранных подшипников - 21.956.7 и 62702.5 часов.
Определение долговечности для подшипников ведущего вала тихоходной передачи:
Определим суммарные реакции в опорах, которые являются радиальными нагрузками на подшипники:
Н
Н
Определяем осевые нагрузки:
Принимаем подшипник 7207А, у которого динамическая грузоподъёмность , статическая грузоподъёмность , , срок службы редуктора .
V - коэффициент, учитывающий который из колец подшипника вращается: V=1.
(осевой параметр подшипника)
(осевой параметр подшипника)
Н
Н
Осевые нагрузки на подшипники (суммарные осевые усилия в зацеплении):
Н
Н
Н
<e,=> Принимаем X=0.43, Y=1.
>e,=> Принимаем X=0.67, Y=0.67ctgб=0.67ctg18=3.08*0.67=2.0636
Х - коэффициент радиальной нагрузки.
Y - коэффициент осевой нагрузки.
Определяем эквивалентную нагрузку на подшипник:
где - коэффициент безопасности условия работы:
=>
- коэффициент теплового режима:
Наиболее нагружена опора B, расчёт ведём по ней:
Расчёт по динамической грузоподъёмности показывает, что подшипники выбраны верно, так как расчётный срок службы редуктора составляет 11037,6 часов, а выбранного подшипника - 22822 часов.
Определение долговечности для подшипников выходного вала:
Определим суммарные реакции в опорах, которые являются радиальными нагрузками на подшипники:
Н
Н
Определяем осевые нагрузки:
Принимаем подшипник 7211А, у которого динамическая грузоподъёмность , статическая грузоподъёмность , , срок службы редуктора .
V - коэффициент, учитывающий который из колец подшипника вращается: V=1.
(осевой параметр подшипника)
Н
Н
Осевые нагрузки на подшипники (суммарные осевые усилия в зацеплении):
Н
Н
Н
>e,=>
Принимаем X=0.67, Y=0.67ctgб=0.67ctg18=3.08*0.67=2.0636
<e,=> Принимаем X=0.43, Y=1.
Х - коэффициент радиальной нагрузки.
Y - коэффициент осевой нагрузки.
Определяем эквивалентную нагрузку на подшипник:
,
где - коэффициент безопасности условия работы:
=>
- коэффициент теплового режима:
Наиболее нагружена опора B, расчёт ведём по ней:
Расчёт по динамической грузоподъёмности показывает, что подшипники выбраны верно, так как расчётный срок службы редуктора составляет 11037,6 часов, а выбранного подшипника - 23635.7 часов.
9. Расчет валов на выносливость
Проверочный расчет самого нагруженного вала
Где: Sу - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
Sф - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
где и - напряжения в опасных сечениях;
и - пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении.
- коэффициент снижения предела выносливости.
- коэффициент снижения предела выносливости.
где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений [1.табл.10.11];
и - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения [1.табл.10.7];
и - коэффициенты влияния качества поверхности [1.табл.10.8];
- коэффициент влияния поверхностного упрочнения [1.табл.10.9];
и
М = 460.3 Н·м - суммарный изгибающий момент в опасном сечении;
Т = 714.37 Н·м - крутящий момент.
- момент сопротивления сечения вала при изгибе;
- коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений;
- коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений[1.табл.10.2];
где - требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности и жесткости для привода.
Условие выполняется, прочность и жесткость обеспечены.
10. Назначение посадок, выбор квалитетов точности, шероховатостей поверхностей, допуска формы и расположения поверхностей
Назначение квалитетов точности, параметров шероховатости поверхностей, отклонение формы и расположение поверхностей должно сопровождаться тщательным анализом служебного назначения деталей и технологических возможностей при обработке. Из экономических соображений нужно назначать квалитеты точности сравнительно грубые, однако обеспечивающие необходимое качество деталей, узлов и машин.
Рекомендуется для отверстий назначать более грубые посадки, чем для валов, поскольку обработка отверстий сложнее и дороже по сравнению с обработкой валов. Однако это различие не должно превышать два квалитета.
Посадки деталей:
Посадки зубчатых колёс на валы Н7/p6 по ГОСТ 25347-82;
Шейки валов под подшипники выполнены с отклонением вала k6;
Отклонение отверстия в корпусе под наружное кольцо подшипника по Н7;
Посадка стакана в корпус H7/m6;
Посадка закладных крышек по наружному диаметру Js7/d9;
Посадка закладных крышек по толщине стенки H7/l0;
Отклонение валов под внутренний диаметр манжеты d9.
Отклонение диаметра вала под муфту n6.
Допуски формы расположения поверхностей указывают на чертежах условными обозначениями в соответствии с ГОСТ 2308-79. Эти обозначения состоят из графического символа, обозначающего вид допуска, числового значения допуска в мм, и буквенного обозначения базы ли поверхности, с которой связан допуск расположения.
Допуски и посадки основных деталей привода принимаем по ЕСДП (единая система допусков и посадок) ГОСТ 25346-82 и 25347-82. Допуски формы и расположения по ГОСТ 2308-79 в зависимости от интервала размеров и квалитета.
От шероховатости поверхности деталей зависят износостойкость при всех видах трения, плавность хода, равномерность зазора, точность кинематических пар, виброустойчивость, точность измерений. Шероховатость поверхностей назначаем по ГОСТ 2788-73.
11. Расчет элементов корпуса редуктора
1.Толщина стенок корпуса.
Принимаем 8 мм
2.Толщина поясов корпуса и крышки.
-нижнего пояса
Принимаем 18мм
3.Диаметры болтов.
-фундаментных
Принимаем болты с М16
-соединяющих крышку с корпусом
Применяем болты с М12
Диаметр болтов у подшипников:
мм
Принимаем d3=М10.
12. Выбор типа смазки для передач и подшипников
Смазывание зубчатого зацепления
Для приводов общего назначения, окружная скорость которого не превышает 12,5 м/с, применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Принимаем для смазывания индустриальное масло И-70А ГОСТ 20799-75.
Количество масла определяем из расчета 0,5...0,8 л на 1 кВт передаваемой мощности. При нижнем расположении шестерни цилиндрической передачи и высокой частоте вращения для уменьшения тепловыделения и потери мощности уровень масла понижают так, чтобы вывести шестерню из масляной ванны. В этом случае для смазывания на вал устанавливают разбрызгиватели. Контроль уровня масла осуществляется при помощи маслоуказателя. Для замены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие. Внутренняя полость корпуса сообщается с внешней средой путем установленной отдушины в его верхних точках. Заливка масла осуществляется путем снятия смотровой крышки.
Объём масла заливаемый в масляную ванну:
. .
Смазывание подшипников. Для смазывания подшипников внутрь их закладываем солидол жировой ГОСТ 1033-79, т.к. окружная скорость привода м/с. При пластичной смазке с внутренней стороны корпуса ставят мазеудерживыющие кольца. Такие кольца должны выступать за стенку корпуса, чтобы попадающее на них жидкое горячее масло отбрасывалось центробежной силой, не попадало в полость размещения пластичной смазки и не вымывало ее.
13. Описание сборки коробки передач
Перед сборкой, внутреннюю полость коробки передач тщательно очистить и покрыть маслостойкой краской. Сборку производить в соответствии со сборочным чертежом начиная с узлов валов: на ведущий вал насаживается блок зубчатых колес, насадить шариковые радиально однорядные подшипники. На ведомый вал установить шпонки, насадить цилиндрические колеса и установить шариковые радиальные подшипники.
Собранные валы уложить в основание корпуса коробки передач и надеть крышку корпуса, покрыть предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Затянуть болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого поставить крышки подшипников. Далее проверить проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки и закрепить крышки подшипников). На конец выходного вала установить зубчатую муфту (установить шпонку, на выходной конец вала, надеть ведущую полумуфту, закрепив её стопорным кольцом на валу), закрепить винтами полумуфты. Далее на конец ведущего вала в шпоночную канавку заложить шпонку и установить шкив, надеть стопорную шайбу, завинтить гайку. Далее ввернуть пробку маслоспускного отверстия с прокладкой. Залить в корпус масло и закрыть смотровое отверстие. Собранную коробку передач обкатать и подвергнуть испытаниям на стенде.
Литература
1. Кузьмин А. В. и др. «Курсовое проектирование деталей машин: справочное пособие» - Часть 1/А - Мн. : Выш. шк., 1982. - 208с.: ил.
2. Скойбеда А. Т. и др. «Детали машин и основы конструирования.» - Мн.: Выш. шк., 2006 - 560 с.: ил.
3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин» -М.:Высш. школа,1998.-446 с., ил.
4. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. «Детали машин. Проектирование: Учебное пособие для вузов.» - Мн.: УП “Технопринт”, 2001.-292 c.
5. Анурьев В.И. «Справочник конструктора-машиностроителя» в 3-х томах Т 2-издание 8-е переработанное, М: Машиностроение,2001-901 с.
6. Передачи цилиндрические. Расчёт на прочность. ГОСТ 21354-87
Размещено на Allbest.ru
...Подобные документы
Общая характеристика устройства редуктора; ознакомление с технологией его сборки. Расчет ременной передачи, зубчатых колес, валов, подшипников, шпонок и корпуса. Рассмотрение правил выбора смазки. Изучение экономического эффекта привода к конвейеру.
курсовая работа [527,9 K], добавлен 12.04.2014Критерии для выбора типа электродвигателя. Расчёт клиноременной передачи, призматических шпонок, валов, подшипника, зубчатой передачи. Выбор муфты и особенности смазки редуктора. Кинематический и силовой расчет привода согласно мощности электродвигателя.
контрольная работа [1,9 M], добавлен 01.12.2010Обоснование выбора электродвигателя и кинематический расчет привода к машине для прессования кормов. Расчет общих параметров зубчатых передач, валов и подшипников привода. Конструктивные элементы соединений валов привода и расчет клиноременной передачи.
контрольная работа [315,4 K], добавлен 29.08.2013Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Расчет закрытых цилиндрических зубчатых передач. Расчет и проектирование открытой цепной передачи, конструирование валов. Выбор подшипников и расчет их на долговечность. Определение типа смазки.
курсовая работа [427,5 K], добавлен 21.02.2011Описание работы привода и его назначение. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Расчет передач привода. Проектный расчет параметров валов редуктора. Подбор подшипников качения, шпонок, муфты, смазки. Сборка и регулировка редуктора.
курсовая работа [1,3 M], добавлен 14.10.2011Кинематический и энергетический расчет привода электродвигателя и открытой клиноременной передачи. Проверочный расчет шпоночных соединений и подбор муфты. Описание конструкции рамы автомобиля, сборки, регулировки и смазки узлов привода электродвигателя.
курсовая работа [880,2 K], добавлен 17.06.2017Описание устройства и работы привода. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Методика расчета передач, подбор муфт и подшипников. Расчет валов на выносливость, элементов корпуса, квалитетов точности, назначение посадок и шероховатостей.
курсовая работа [3,4 M], добавлен 23.10.2014Цепной транспортер: краткое описание, принцип работы и его назначение. Кинематический расчет привода. Расчет зубчатых передач и подшипников. Проверочный расчет валов на прочность. Выбор смазки редуктора. Подбор муфты и порядок сборки привода конвейера.
дипломная работа [4,8 M], добавлен 09.07.2016Краткое описание работы привода, преимущества и недостатки используемых в нем передач и соединительных муфт. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчеты. Обоснование выбора подшипников, расчет элементов корпуса и крышек подшипниковых узлов.
курсовая работа [908,2 K], добавлен 16.05.2019Кинематический и энергетический расчет привода. Подбор электродвигателя, расчет открытой передачи. Проверочный расчет шпоночных соединений. Описание системы сборки, смазки и регулировки узлов привода. Проектирование опорной конструкции привода.
курсовая работа [629,7 K], добавлен 06.04.2014Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Определение параметров закрытой и клиноременной передач, элементов корпуса. Эскизная компоновка и расчет валов. Вычисление шпоночного соединения и подшипников качения. Выбор муфты и смазки редуктора.
курсовая работа [772,0 K], добавлен 18.03.2014Оптимизация выбора привода. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Передаточное отношение привода. Скорость вращения валов. Выбор материалов зубчатой пары. Схема нагружения тихоходного вала. Выбор и проверка шпоночных соединений.
курсовая работа [662,1 K], добавлен 06.05.2012Проект механического привода, состоящего из одноступенчатого редуктора и открытой передачи. Подбор и расчёт шпоночных соединений. Проверочные (уточненные) расчёты валов на сопротивление усталости. Выбор способа и типа смазки подшипников и передач.
курсовая работа [2,2 M], добавлен 25.03.2013Обоснование выбора нового привода коробки скоростей. Разработка зубчатой передачи и расчет шпинделя на усталостное сопротивление. Проектирование узлов подшипников качения и прогиба на конце шпинделя, динамических характеристик привода и системы смазки.
курсовая работа [275,3 K], добавлен 09.09.2010Оптимизация выбора привода. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Определение скорости вращения валов. Расчет и проектирование червячной передачи. Проверка расчетного контактного напряжения. Коэффициент запаса прочности червячного вала.
курсовая работа [171,1 K], добавлен 06.05.2012Проектирование привода и редуктора. Передаточное отношение привода, выбор электродвигателя. Оптимальный вариант компоновки редуктора. Обработка результатов расчета на ПЭВМ. Геометрический расчет передач редуктора. Оценка условий и выбор способа смазки.
курсовая работа [1,1 M], добавлен 18.10.2011Кинематический расчет привода, выбор электродвигателя и стандартного редуктора. Расчет закрытой зубчатой и цепной передач, валов редуктора и их конструктивная проработка. Выбор и проверка на прочность по сложному сопротивлению вала и подшипников; смазка.
курсовая работа [345,9 K], добавлен 13.12.2011Энерго-кинематический расчет привода, выбор схемы привода, редуктора и электродвигателя. Расчет значения номинальной частоты вращения вала двигателя. Выбор параметров передач и элементов привода. Определение тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.
курсовая работа [4,3 M], добавлен 28.09.2012Описание работы привода скребкового конвейера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчет открытых цепной и цилиндрической передач. Параметры зубчатых колес. Анализ усилий в зацеплении. Расчет редукторов. Ориентировочный расчет валов.
курсовая работа [1,8 M], добавлен 21.12.2012Описание назначения и устройства проектируемого привода цепного сборочного конвейера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Определение допускаемых напряжений. Проектный расчет валов, подбор подшипников. Расчет тихоходного и промежуточного вала.
курсовая работа [1,4 M], добавлен 09.08.2010
