Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНОБРНАУКИ РОССИИ

Федерально государственное бюджетное образовательно учреждение высшего образования

«Саратовский государственный технический университет

имени Гагарина Ю.А.»

Кафедра «Техническая механика и мехатроника»

Курсовой проект

На тему: «Расчет и проектирование элементов передаточных механизмов привода на основе одноступенчатого конического редуктора»

Выполнил:

Горенков Дмитрий Михайлович

Саратов - 2019



Оглавление

1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя

2. Расчет зубчатых колес редуктора

3. Условия смятия выполняется

Библиографический список



1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя

Расчет привода начинают с составления кинематической схемы (если она не задана) или ее анализа. Затем определяют общий КПД привода, общее передаточное число разбивают по ступеням и выбирают электродвигатель. Исходные данные для этого расчета даны в задании: мощность на выходном валу привода и частота его вращения.

По этим данным определяют мощность электродвигателя и осуществляют его выбор по быстроходности. Следует учитывать, что при одной и той же мощности более быстроходные двигатели имеют меньшие габариты и массу, однако при их выборе приходится назначать большие передаточные числа привода, что усложняет его конструкцию и приводит к увеличению габаритов. Обычно для приводов общего назначения стремятся выбирать двигатели средней быстроходности и средние передаточные числа элементов привода.

Вращающий момент на выходном валу привода определяется по зависимости:

Если задано окружное усилие на выходе привода, то расчет начинается следующим образом:

;

где Р3 - мощность на выходном валу привода, Вт; F - окружное усилие на выходном колесе, шкиве или барабане, Н; D - диаметр наружного барабана, шкива, любого рабочего органа, м; Т3 - вращающий момент на выходном валу, Н.м; щ3 - угловая скорость на выходном валу, рад/с.

Так как все нужные параметры заданы, к вышеуказанным формулам я прибегать не буду[2c. 10-11].

Общий КПД привода: зУ = з1 з2к з3 з4

Общий КПД привода: зУ = з1* з2к*з3* з4, где з1 - КПД пары зубчатых колес редуктора, з2 - КПД пары подшипников передачи (степень к указывает на число пар подшипников в редукторе и приводе), з3 - КПД открытой передачи, з4 - КПД муфты.

з1 =0,96 - зубчатая коническая (закрытая)

з2 =0,992 - две пары подшипников качения

з3 =0,95 -клиноременная передача (открытая)

з4 =0,98 - муфта

зУ = 0,96*0,992*0,95*0,98 = 0,876 = 87,6%

Требуемая мощность электродвигателя[2c. 11]:

РТР = Рд = Р3 / зУ

РТР= 12,5 / 0,876 = 14.269 кВт

По полученной величине мощности и с учетом максимально возможного передаточного числа привода (редуктор + внешняя передача) из справочных таблиц выбирают электродвигатель так, чтобы его мощность превышала расчетную.

Таблица 1.1 Техническиехарактеристики двигателей серии АИР (тип/асинхронная частота вращения, мин-1)

Мощность Р, кВт	Синхронная частота, мин-1
	3000	1500	1000	750
0,37	--	--	71А6/915	--
0,55	--	71А4/1357	71В6/915	--
0,75	71А2/2820	71В4/1350	80А6/920	90LA8/705
1,1	71В2/2805	80А4/1395	80В6/920	90LB8/715
1,5	80А2/2850	80В4/1395	90L6/925	100L8/702
2,2	80В2/2850	90L4/1395	100L6/945	112МА8/709
3	90L2/2850	100S4/1410	112МА6/950	112МВ8/709
4	100S2/2850	1001Л/1410	112МВ6/950	432S8/716
5,5	100L2/2850	112М4/1432	132S6/960	132М8/712
7,5	112М2/2895	132S4/1440	132М6/960	160S8/7273
11	132М2/2910	132М4/1447	160S6/S704	160М8/7273
15	160S2/29101	160S4/14552	160М6/9705	180М8/731
18,5	160М2/29101	160М4/14552	180М6/9803	--
22	180S2/29191	180S4/14623	--	--
30	180М2/29251	180М4/14701	--	--

Подходящий двигатель: АИР180М8/731с Рд = 15 кВт, nдв = 750 об/мин

Таблица 1.2 Габаритные, установочные и присоединительные размеры электродвигателей серии АИР

Тип двигателя	Число полюсов	d1	l1	l30	b1	h1	d30	l10	l31	d10	b10	h	h10	h31
71А, В	2, 4, 6, 8	19	40	273	6	6	170	90	45	7	112	71	9	188
80А		22	50	297			190	100	50	10	125	80	10	205
80В				321
90L		24		337	8	7	210	125	56		140	90	11	225
100S		28	60	360			240	112	63	12	160	100	12	247
100L				391				140
112М	2, 4, 6, 8	32	80	435	10	8	246		70		190	112		285
132S	4, 6, 8	38		460			288		89		216	132	13	325
132М	2, 4, 6, 8			498				178
160S	2	42	110	630	12		334		108	15	254	160	18	385
	4, 6, 8	48			14	9
160М	2	42		660	12	8		210
	4, 6, 8	48			14	9
180S	2	48		630	14	9	375	203	121		279	180	20	448
	4	55			16	10
180М	2	48		680	14	9		241
	4, 6, 8	55			16	10

Частота вращения ротора электродвигателя будет равна[2c. 12]:

nдв = n3u

где n3 - заданная частота вращения выходного элемента привода (например - барабана), u - общее передаточное число передач привода.

Вычислим из данной формулы общее передаточное число передач привода[2c. 12]:

u = uредuвн

где uред- передаточное число редуктора, uвн - передаточное число внешней открытой передачи.

u = nдв/n3 = 750 / 82 = 9.146

Выбираем согласно типу нашего редуктора и ГОСТ 27142-97 передаточное число: uред = 3,55

Из вышеуказанной формулы найдём передаточное число внешней открытой передачи:



uвн = u / uред = 9.146/3,15 = 2,575

Двигатели А2 - трехфазные асинхронные с короткозамкнутым ротором, защищенные от частиц и капель, падающих под углом 450 к вертикали, и предохраненные от прикосновения к вращающимся частям, находящимся под напряжением. Двигатели АО2 - закрытые обдуваемые.

Двигатели А2, АО2, АОЛ2 применяют в машинах, к пусковым характеристикам которых не предъявляют повышенных требований. При этом двигатели последнего типа целесообразнее в машинах, к которым предъявляются требования малой массы.

После выбора электродвигателя проводится расчет частот вращения, угловых скоростей и вращающих моментов всех валов привода (табл. 3.3).

Таблица 1.3 Кинематический расчет привода.

Вал	Частота вращения, об/мин	Угловая скорость, рад/с	Вращающий момент, Н*м
С (3)	n3 = nзад = 82	щ3=р n3/30 = р 82/30 = 8.587	Т3 = Р3 / щ 3 = 12500/8.587=1455,68
В (2)	n2= n3 uвн = 82*2,575=211	щ 2= щ3 uвн =8,587*2,575= 22.11	Т2 = Т3 /(uвн з1 з2) = 1455.68/(2,575*0,931) = 607
А (1)	n1= nдв = 750	щ 1=р nдв/30 =78,5	Т1 = Pдв/ щ 1= 181.7

2. Расчет зубчатых колес редуктора

Так как к большинству транспортных и технологических машин общего назначения не предъявляется особых требований в отношении габаритов передачи, можно выбрать материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни - сталь 45, термическая обработка -- улучшение (твердость НВ 230-260); для колеса -- сталь 45, термическая обработка - улучшение (твердость на 30 единиц ниже: НВ 200-230). При больших передаточных числах для шестерни необходимо принять в качестве термической обработки закалку. В случае проектирования передач энергетических машин, или металлорежущих станков, а также двигателей летательных аппаратов и судовых приводов необходимо выбирать легированные стали. Характер термической обработки определяется также условиями работы передачи. При больших окружных скоростях, когда велики контактные напряжения и износ поверхности, а также в случае ударных нагрузок, лучше применять поверхностную закалку или химико-термическую обработку с целью сохранения относительно вязкой сердцевины, обеспечивающей требуемые упруго пластические характеристики. При значительных вращающих моментах, когда велики изгибные напряжения, но при относительно спокойном характере нагрузки требуется объемная закалка для повышения общей прочности зуба. Во всех расчетах индекс «1» относится к шестерне, индекс «2» - к колесу.

Допускаемые контактные напряжения находятся из выражения[2 c. 15]:

уH = уHlimb*KHL/[SH]

где уHlimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов, выбираем по. KHL -- коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KHL = 1; коэффициент безопасности [SH] = 1,10 -1,15 (минимальный запас прочности - 10-15%)[2c. 16].

Рассчитаем допускаемое контактное напряжение для шестерни (взяв твёрдость HRC = 45):

уHlimb = 18*HRC+150 = 18*45+150 = 960 Н/мм2

уH1 = 960*1/1,15 = 895 МПа

Рассчитаем допускаемое контактное напряжение для колеса (взяв твёрдость HRC = 45):



уHlimb = 18*HRC+150 = 18*45+150 = 960 Н/мм2

уH2 = 150960*1/1,15 = 895 МПа

Определяем внешний делительный диаметр колеса:

;

Принимаем ближайшее стандартное значение по

=280

Определяем количество зубьев колеса и шестерни:

Принимаем число зубьев шестерни:

=20;

Определяем число зубьев колеса:

2=uр=71;

Проверка:

;

Отклонение от заданного нет.

Определяем внешний окружной модуль:



=280/71=3,94=4мм;

Уточняем значение 4*71=284;

Отклонение от стандартного 1,4%?3%.

Определяем углы делительных конусов:

3,55

15,7?

90-15,7?=74,3?

Определяем внешнее конусное расстояние и длину зуба:

0,285*148=42мм

Определяем внешний делительный диаметр шестерни:

=4*20=80

Определяем средний делительный диаметр шестерни:

=2(148-0,5*42)sin15.7?=68.7мм

Определяем внешние диаметры шестерни и колеса:

=80+2*4*cos15.7?=87.7



=280+2*4*cos74.3?=282.2

Определяем средний окружной модуль:

=68.7/20=3.435

Определяем коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:

=42/68.7=0.611

Определяем среднюю окружную скорость колеса:

=(78.5*68.7)/2

Для конической передачи назначаем 8-ю степень точности.

Проверка контактных напряжений:

=1.5 при =0.6 и HB>350

=1.1

=1.5*1*1.1=1.65



,

Определяем силы участвующие в зацеплении:

Н

=5290*tg20?cos15.7?=1854 Н

=5290*tg20?sin15.7?=521Н

Определяем коэффициент нагрузки:

KFв=1.72

KFV=1.35

KFв= KFв*KFV=1.72*1.35=2.32

Определяем коэффициент формы зуба в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

zv1=20/cos15.7?=21

zv2=71/cos74.3?=262



YF1= 4.04

YF2=3.60

Определяем коэффициент запаса прочности и значение предела выносливости при отнулевом цикле изгиба:

Принимаем 700, тогда:

1.8

=1.15

=1.8*1.15=2.07

Определяем допускаемое напряжение:

Для шестерни:

=700/2.07=348Н/м2;

Для колеса:

==700/2.07=348Н/м2.

Определяем отношение :

Для шестерни:

348/4,04=86Н/м2;



Для колеса:

=348/3,60=96,7Н/м2;

Проверяем зуб колеса:

Дальнейший расчёт ведём для зубьев колеса, так как полученное отношение для него меньше.

Предварительный расчёт валов редуктора

Расчёт выполняется на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Определяем крутящие моменты в поперечных сечениях ведущего и ведомого вала:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Определяем основные диаметры ведущего вала:

Принимаем допускаемое напряжение , тогда диаметр выходного конца:



Размещено на http://www.allbest.ru/

;

Чтобы ведущий вал редуктора можно было соединить с помощью МУВП с валомэлектродвигателя (при )

Принимаем ,

Принимаем диаметр под подшипники .

Определяем основные диаметры ведомого вала:

Принимаем допускаемое напряжение , тогда диаметр выходного конца:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Конструктивные размеры шестерни и колеса

Принимаем длину посадочного участка шестерни:

Размещено на http://www.allbest.ru/



Принимаем основные размеры колеса:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Определяем диаметр ступицы колеса:

Размещено на http://www.allbest.ru/

.

Определяем длину ступицы колеса:

Размещено на http://www.allbest.ru/

.

Определяем толщину обода колеса:

Размещено на http://www.allbest.ru/

.

Определяем толщину диска колеса:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Конструктивные размеры корпуса редуктора

Определяем толщину стенок корпуса и крышки: Корпуса:



Размещено на http://www.allbest.ru/

;

Крышки:

Размещено на http://www.allbest.ru/

.

Определяем толщину фланцев (поясов) корпуса и крышки:

Верхний пояс корпуса:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Нижний пояс корпуса:

Верхний пояс крышки:

Размещено на http://www.allbest.ru/

.

Определяем диаметры болтов:

Определяем диаметры фундаментных болтов:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Принимаем фундаментные болты с резьбой М20

Определяем диаметры болтов крепящих крышку к корпусу у подшипника:



Принимаем болты с резьбой М16

Определяем диаметры болтов соединяющих крышку с корпусом редуктора: кинематический электродвигатель редуктор вал

Принимаем болты с резьбой М12

Расчет клиноременной передач

P=12.5 КВт

nдв=750 об/мин

Э=0,015

2. Вращающий момент

T=181Н*м

3. Диаметр меньшего шкива по формуле:

d1=224

согласно таблице 7.7 с учетом того, что диаметр шкива для ремней сечения Б не должен быть менее 125 мм, принимаем .

Диаметр ведомого шкива:

d2=3.55*224*(1-0.015)=560

Уточняем передаточное число:



Устанавливаем межосевое расстояние:

amin=0.55*(224+560)+10.5=441.7мм

amax=224+560=784мм

примем

a=600

Расчетная длина ремня:

L=2a+??/2(d1+d2)+(в1+в2)/2400=2556,375=2500

Принимаем стандартную длину ремня .

Уточняем межосевое расстояние:

611,2

Найденное межосевое расстояние удовлетворяет рекомендациям методики расчета:

Угол обхвата ремнем малого шкива:

180-57*(560-224):611,2=149?

Это также удовлетворяет требованию по минимальному углу обхвата .

Скорость ремня:

Мощность , которого может передать один ремень U=1 для скорости , равна 1,52кВт.

Мощность , которую может передать один ремень в заданных условия:

Принимаем число ремней z=4, тогда , а

Ср=1,2

Сl=1,03

Сб=0.92

Сz=0.9

z=(12.5*1.2):(4,4*0,9*0,92*1,03)

=420

Сила, действующая на вал:

=2*420*4*sin75=3238Н

Bш=(z-1)e+2f=82мм

Предварительная компоновка редуктора

Выбираем подшипники:

Выбираем роликоподшипники конические однорядные лёгкой серии

по[(3); таблице П7]

Ведущий вал



Условное обозначение	d	D	T	C	C0	e
	мм	кН
7209	45	85	20,75	50	33	0.41

Ведомый вал

Условное обозначение	d	D	T	C	C0	e
	мм	кН
7212	60	110	23.75	78	58	0,35

.

Определяем размер от среднего диаметра шестерни до реакции

подшипникаf1:

.

Определяем размер между реакциями подшипников с1:

Размещено на http://www.allbest.ru/

;

.

Замеряем расстояния :

Размещено на http://www.allbest.ru/

.

Определяем размеры f2 и с2:

Проверка долговечности подшипников

Размещено на http://www.allbest.ru/

;

Размещено на http://www.allbest.ru/

.

Проверка долговечности подшипников ведущего вала:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Определяем реакции в плоскости xz:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Определяем реакции в плоскости yz:



Размещено на http://www.allbest.ru/

Определяем суммарные реакции:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Определяем осевые составляющие радиальных реакций:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Для подшипников 7209 параметр осевого нагружения e=0,41 .

Определяем осевые нагрузки по :

Размещено на http://www.allbest.ru/



Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Определяем эквивалентную нагрузку:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Определяем расчётную долговечность в млн. об:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Определяем расчётную долговечность в ч:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Найденная долговечность приемлема.

Проверка прочности шпоночных соединений

Шпоночные соединения проверяем на смятие. Материал шпонки: Сталь 45 нормализованная. допускаемое напряжение при стальной ступице:



[см]=100120 Мпа

Выбираем шпонки по [(3); табл. 8.9.]:

dвала	bhL	t1	t2
Dв1 =40	12 x 863	5	3,3
Dв2 =55	161080	6	4,3
Dк2 =65	18 x 1170	7	4,4

Шпонка навыходном конце ведущего вала:

Длина шпонки:

Принимаем =63 мм

Проверяем шпонку на смятие:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Шпонка на выходном конце ведомого вала:

Длина шпонки:

Принимаем

Проверяем шпонку на смятие:

Шпонка для крепление колеса на ведомом валу:

Длина шпонки:

ПринимаемРазмещено на http://www.allbest.ru/

Проверяем шпонку на смятие:



Размещено на http://www.allbest.ru/

Выбранные шпонки выдерживают напряжения смятия.

Проверка прочности шлицевых соединений

Как уже указывалось, в большинстве редукторов применяют шлицевые эвольвентные соединения. Размеры сечений шлицов и длины выбирают по ГОСТ 6033-80 в зависимости от диаметра шейки вала.Материал шлицов -- сталь 45 нормализованная.Напряжения смятия проверяют по формуле [13]:

Параметры сечения берём из ГОСТ 23360-78

H = 8 ;B = 12 ; l = 50;t = 5.4 мм

Допускаемые напряжениядля поверхностей шлицев, не подвергнутой специальной термической обработке и при спокойной нагрузке и неподвижном соединении, принимают [у]см = 100MПа

= 10 Мпа ?100MПа [у]см

гдеAсм = 0,8ml= 0,8*4*50 = 160мм2;

= 0,25(DВ+dА) = 0.25(36 + 40) = 19

3. Условия смятия выполняется

Уточненный расчет валов

При определении реакций в опорах вычерчиваются схемы приложения нагрузок к валу в двух плоскостях и строятся эпюры изгибающих и вращающих моментов. При этом желательно располагать эпюры сразу за соответствующими расчетами.

Рис. 10 Эпюры моментов на валу

В общем случае при построении эпюр изгибающих моментов их величину находят из выражения Мx u Мy.

Уточненный расчет валов выполняют как проверочный, он сводится к расчету коэффициента запаса прочности в опасных сечениях ведущего и ведомого валов. К опасным сечениям относят шейки со шпоночными пазами, места посадки подшипников, шлицы, радиальные отверстия, ступенчатые участки вала (сопряжения шеек разного диаметра).

Суммарный изгибающий момент



,

Момент сопротивления сечения:

,

Амплитуда нормальных напряжений:

,

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

,

где = 2,6

Полярный момент сопротивления:

= = 12,57*103

Поскольку величина момента Т, передаваемая валом, не есть величина постоянная, то при расчетах принимают для касательных напряжений, возникающих при кручении, пульсационный цикл нагружения, тогда:

фv = фm=0.5=0.5*?7,2Мпа

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:



,

где = 1,96, = 0,1

Коэффициент запаса прочности:

,

Коэффициент запаса прочности соответствует стандартам ГОСТ 24266-94.

Выбор типа смазки (сорта масла) и определение ее объема

Смазывание зубчатых колес редуктора производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяется по формуле: V = kN = 0,25 х 12.5 = 3,125 дм3.

В этой формуле N - передаваемая редуктором мощность в кВт, k - объем масла в дм3, приходящийся на 1 кВт мощности. Обычно в редукторах общего назначения k =0,25.

Различают два вида смазок - пластичные (консистентные) и жидкие. Основной параметр пластичных смазок - температура каплеобразования tK.

По данному параметру смазки подразделяют на три группы:

- низкоплавкие tK< 650

- среднеплавкие tK< 1000

- тугоплавкие tK> 1000.

Пластичные смазки применяют в подшипниках, при этом в подшипниках качения и3спользуют легкоплавкие смазки (например УТ-1).

В качестве жидких смазок используют минеральные масла:

- индустриальное 12, 20, 30, 40, 50;

- турбинное 22, 30, 46;

- цилиндровое 11, 24, 38, 52.

Эти смазки применяют для зубчатых колес. Их основной характеристикой является кинематическая вязкость н. Жидкие смазки различаются значением кинематической вязкости:

- при н< 10 - легкие масла;

- при 10 < н< 50 - средние масла;

- при н> 50 - тяжелые масла.

Вязкость масла устанавливают в зависимости от контактных напряжений и скорости вращения зубчатых колес.

Для большинства средненагруженных редукторов можно рекомендовать масло индустриальное И-40А (по ГОСТ 20799-75).

Выбор муфты

Для взаимодействия редуктора и двигателя расчитываем Втулочно-пальцевую муфту

,

,

Выбираем муфту в таблице стандартных муфт

Н*м	d мм	D мм	l1 мм не более	l2 мм не более	nmax об/мин	Радиальное смещение	Угловое смещение
500	40	170	225	110	3600	0,3	1?



Библиографический список

1. «Курсовое проектирование деталей машин»; Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. С.А.Чернавский, К.Н.Боков, И.М.Чершин и др.- 2-е изд.1988 - 416с.

2. Пособие по курсовому проектированию по дисциплинам «Детали машин и основы конструирования», Злобина И.В., Бекренёв В.В.

Размещено на Allbest.ru

...