Размещено на http://www.Allbest.ru/

Уральский федеральный университет имени первого президента России Б.Н. Ельцина»

Кафедра «Детали машин»

КУРСОВАЯ РАБОТА

Тема:

Проектирование привода технологической машины

Екатеринбург 2013



Оглавление

• Задание на проектирование
• Введение
• 1. Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода
• 1.1 Выбор электродвигателя
• 1.2 Определение частоты вращения валов
• 1.3 Расчет требуемой мощности

1.4 Общее передаточное число привода

1.5 Передаточное число зубчатой передачи

• 1.6 Определение крутящих моментов на валах
• 2. Расчет зубчатой передачи
• 2.1 Выбор материалов зубчатых колес
• 2.2 Определение допускаемых напряжений
• 2.3 Определение дополнительных контактных напряжений для шестерни и колеса
• 2.4 Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи
• 3. Проектный расчет передачи
• 3.1 Определение межосевого расстояния
• 3.2 Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения
• 3.3 Ширина зубчатых венцов и диаметры колес
• 3.4 Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи
• 3.5 Проверка контактной прочности зубьев
• 3.6 Проверка изгибной прочности
• 4. Проектный расчет и конструирование валов
• 4.1 Проектный расчет валов
• 4.2 Конструктивные размеры шестерни и колеса
• 5. Расчет элементов корпуса редуктора
• 5.1 Уточненный расчет валов
• 5.2 Определение опорных реакций
• 5.3 Выбор опасного сечения
• 5.4 Определение напряжений
• Заключение
• Список литературы



Задание на проектирование



Введение

Проектирование механизмов и машин, отвечающих потребностям в различных областях промышленности должно предусматривать их наибольший экономический эффект, высокие технико-экономические и эксплуатационные качества.

Основные требования, предъявляемые создаваемому механизму: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, экономичность, минимальные габариты и цена. Все выше перечисленные требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых передач, выполняемый в виде отдельного агрегата и служащий для передачи крутящего момента от вала двигателя к валу исполнительного механизма.

Проектируемый редуктор предназначен для передачи крутящего момента от вала электродвигателя к выходному валу редуктора и далее к рабочему механизму, ведущий вал редуктора соединён с валом двигателя ремённой передачей.

1. Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода

1.1 Выбор электродвигателя

где P_тр - потребная мощность электродвигателя, Вт;

P - мощность на ведомом валу привода, Вт;

з_общ - общий КПД привода.

где - КПД цепной передачи

- КПД одной пары подшипников качения качения

- КПД муфты

- КПД редукторной передачи

Принимается з_м = 098, зп = 0.80-.85, з_пк = 0.98, з_цп = 0.90-0,95 (табл. 1.1, стр. 7, /4/).

=2,400/3,14=764

Принимаем электродвигатель типа 132m2; S = 2.5; n_дв=2900 об/мин

;

1.2 Определение частоты вращения валов

1.3 Расчет требуемой мощности

=кВт

1.4 Общее передаточное число привода

1.5 Передаточное число зубчатой передачи

1.6 Определение крутящих моментов на валах

;



2. Расчет зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов зубчатых колес

Механические характеристики сталей

Шестерня:

Марка стали	Термообработка	Твердость поверхности	Предел прочности, МПа	NH0, млн циклов
45	У	269-302НВ	890	23,5

Зубчатое колесо:

Марка стали	Термообработка	Твердость поверхности	Предел прочности, МПа	NH0, млн циклов
45	У	235-262НВ	780	16,8

Термообработка - нормализация. Твердость зуба шестерни 179…207НВ

Определяем средние значения твердости поверхности зуба шестерни и колеса

2.2 Определение допускаемых напряжений

Пределы контактной выносливости:



Коэффициенты безопасности: S_H1=1,1 ; S_H2=1,1

Коэффициенты долговечности

Базовые числа циклов при действии контактных напряжений

Эквивалентные числа циклов напряжений

где - коэффициент эквивалентности для тяжелого нормального режима работы

Суммарное число циклов нагружения

где с = 1 - число зацеплений за 1 оборот колеса,

t_h - суммарное время работы передачи в часах,

t_h = 365*L*24*K_гК_сПВ

t_h=



В результате расчетов получим

;

2.3 Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса

2.4 Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи

494.19 МПа634,02 МПа

Допускаемые напряжения изгиба

Пределы выносливости зубьев

Коэффициенты безопасности при изгибе S_F=1,7;

Коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки для нереверсивного привода К_FC = 1

Коэффициенты долговечности

Где q_i - показатель степени кривой усталости q=6;

базовое число циклов при изгибе

Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе

,

где ,- коэффициент эквивалентности для тяжелого режима. Получим:

;

;

Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса

;



3. Проектный расчет передачи

3.1 Определение межосевого расстояния

где К_a = 410 для косозубых и шевронных передач, коэффициент ширины зубчатого венца для шевронных передач принимаем . На этапе проектного расчета задаемся значением коэффициента контактной нагрузки К_Н =1,2. Тогда:

Принимаем

3.2 Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения

Рекомендуемый диапазон для выбора модуля

Принимаем =3мм

Суммарное число зубьев передачи

;

Округляем до 131

Уточняем



;

округлим до 11.

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

Принимаем коэффициенты смещения х₁=0, х₂=0

3.3 Ширина зубчатых венцов и диаметры колес

Ширину зубчатого венца колеса определим по формуле

Принимаем . Ширину зубчатого венца шестерни принимаем на 2…5 мм больше чем . Примем

Диаметры окружностей зубчатых колес:

Делительные окружности

Окружности вершин зубьев

мм

Окружности впадин зубьев

;

3.4 Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи

для полученной скорости назначим степень точности передачи

Проверочный расчет передачи

электродвигатель привод редуктор зубчатый вал



3.5 Проверка контактной прочности зубьев

Где для косозубых и шевронных передач

Коэффициент контактной прочности

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

где А = 0,15 для косозубых и шевронных передач

- коэффициент, учитывающий переработку зубьев

Тогда

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

Где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы

для определения вычислим коэффициент ширины венца по диаметру

По значению определим

тогда

3.6 Проверка изгибной прочности

Напряжение изгиба в зубе шестерни

Коэффициент формы зуба при =0

Где - эквивалентное число зубьев,

;

;

Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность,

Коэффициент торцевого перекрытия

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев,

Коэффициент нагрузки при изгибе

Получим

Тогда

Напряжения изгиба в зубьях колеса

Силы в зацеплении

Окружная сила

Распорная сила

Осевая сила



4. Проектный расчет и конструирование валов

4.1 Проектный расчет валов

;

Марка стали	Термообработка	Твердость поверхности	Предел прочности, МПа	Предел текучести	,мм
45	У	269-302НВ	890	650	80

Округляем диаметры по таблице

Выбор подшипников

Для быстроходного вала

Обозначение	Размеры, мм	Грузоподъемность, кН
	d	D	B	r	C
209	45	85	19	2	28.1	16

Для тихоходного вала

Обозначение	Размеры, мм	Грузоподъемность, кН
	d	D	B	r	C
210	50	90	20	2	33.2	21.6



4.2 Конструктивные размеры шестерни и колеса

Длина ступицы

Толщина диска

С = 0,3



5. Расчет элементов корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса редуктора

принимаем

Диаметр фундаментального болта

Диаметры болтов крепления крышки корпуса у подшипника:

Диаметры болтов соединения крышки с корпусом

5.1 Уточненный расчет валов

;;

Передача крутящего момента с тихоходного вала на вал исполнительного механизма осуществляется посредством муфты.

Консольная нагрузка от муфты

5.2 Определение опорных реакций

Опорные реакции в горизонтальной плоскости (x0z):

.

Проверка:

Определение изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

,

При x = 0,

При x = ,

При x = ,

При x= .

При x=

При х=,

Опорные реакции в вертикальной плоскости (x0y):

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости:

При x= , =0

При x=,

При x=,

При x=,

5.3 Выбор опасного сечения

В качестве опасных сечений рассмотрим сечения, в которых действуют наибольшие изгибающие моменты, имеющие концентраторы напряжений. 4. Расчет вала на усталостную прочность

Определение нагрузок:

Осевой момент сопротивления

Полярный момент сопротивления:

Площадь сечения:

5.4 Определение напряжений

Напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой:

Средние нормальные напряжения:

Касательные напряжения

Пределы выносливости:

Пределы выносливости углеродистых сталей при симметричном цикле изгиба и кручения определяется по формулам:

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений и коэффициенты влияния размера поперечного сечения:

Из таблицы 2,5 выбираем

Коэффициенты влияния размера поперечного сечения вычислим по формулам:

;

;

Принимаем наибольшие значения.

Коэффициент влияния шероховатости поверхности :

Принимаем, что поверхность вала под ступицу зубчатого колеса получена чистовым шлифованием с . По величине Ra найдем .Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла:

Коэффициент влияния упрочнения:

Примем, что на участке вала с опасным сечением упрочнение отсутствует. Тогда

Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали:

Коэффициенты запаса прочности:

Значения и определим по формулам:

Общий коэффициент запаса прочности:



Заключение

В ходе работы спроектирован одноступенчатый цилиндрический редуктор. Я ознакомилась с методом расчета зубчатых передач, корпуса редуктора и правилами компоновки деталей редуктора. Выполнил ряд расчетов, необходимых для проверки параметров работоспособности и долговечности редуктора.

Коэффициенты запаса прочности на валах превышают рекомендуемое значение, что обеспечивает достаточную прочность и жесткость конструкции.

При конструировании редуктора были выбраны оптимальные параметры изделия, удовлетворяющие часто противоречивым требованиям, таким, как наименьшая масса и габариты изделия, низкая стоимость, наибольший КПД, требуемая жёсткость и надёжность.



Список литературы

1. Г.Л. Баранов, Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора. Методические указания, 2011

2. Г.Л. Баранов, Ю.В. Песин, Расчет деталей машин, 2005.

Размещено на Allbest.ru

...