Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Параметры клиноремённой передачи. Этапы расчета зубчатой передачи. Предварительное проектирование валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Компоновка деталей.
Работа над проектом включает анализ назначения и условий работы проектируемых деталей; наиболее рациональные конструктивные решения с учетом технологических, монтажных, эксплуатационных и экономических требований; и кинематические расчеты; и определение сил, действующих на детали и узлы; и расчеты конструкций на прочность; выбор материалов; и процесс сборки и разборки конструкций; и многое другое. Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатой или червячной передачи, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передач зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. Определяем номинальную частоту вращения вала двигателя: Выбираем электродвигатель 4А132S6У3, номинальная мощность двигателя Рдв=5,5 КВТ, синхронная частота вращения nc=1000 мин-1., номинальная частота вращения nдв. ном=970 мин-1, скольжение S=3,3 % Примем значение этого коэффициента как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая деформацию и ухудшение контакта зубьев: Допускаемое контактное напряжение для косозубых колес из указанных материалов: [1, табл.3.2] где - предел выносливости при базовом числе циклов.Диаметр выходного конца вала из расчета на кручение по пониженным допускаемым напряжениям без учета влияния изгиба: [1, с.161] Допускаемое напряжение на кручение: для ведущего вала [тк1]=20 МПА(Н/мм2), учитывая то, что ведомый вал испытывает изгиб от натяжения клиноременной передачи; Принимаем диаметр выходного конца вала из стандартного ряда R40 (ближайшее большее): = 34,мм Примем диаметр вала под подшипниками dп1 = 40 мм. Шестерню выполняем за одно целое с валом.Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей. На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 233-78. Проверяем шпонку на быстроходном валу под элементом открытой передачи. d=34 мм; сечение шпонки bxh=10x8мм, t1=5 мм, длина шпонки l=56 мм., момент на ведущем валу Т1=152•103 Н•мм 1) Проверяем шпонку под эксцентриком, так как она более нагружена (меньше диаметр вала, и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). d=55 мм; сечение шпонки bxh=16x10 мм, t1=6 мм; длина шпонки l=63 мм, момент на ведомом валу Т2=742,1•103 Н•мм: . 2) Проверяем шпонку под зубчатым колесом. d=65 мм; сечение шпонки bxh=20x12 мм, t1=7.5 мм; длина шпонки l=70мм, момент на ведомом валу Т2= 742,1•103 Н•мм: Условие прочности шпоночного соединения scm<[scm].Определяем величины допусков для отверстия и вала Строим картину расположения допусков и проставляем: Dmax, Dmin, dmax, dmin, D, ES, EJ, es, ei..Проставляем величины допусков и натягов Nmax, Nmin. Строим картину расположения допусков и проставляем: Dmax, Dmin, dmax, dmin, D, ES, EJ, es, ei..Проставляем величины допусков и натягов Nmax, Nmin. Строим картину расположения допусков и проставляем: Dmax, Dmin, dmax, dmin, D, ES, EJ, es, ei..Проставляем величины допусков и натягов Nmax, Nmin. Соединение вала с распорной втулкой выполнено по посадке с гарантированным зазором: отверстие Ш 30 Н7 выполнено в системе вала, а вал Ш 30 h6 выполнен в системе отверстия.В ходе выполнения курсового проекта я научился основам конструкторского дела, приобрел навыки и знания правил, методов проектирования, на примере проектирования цилиндрического одноступенчатого редуктроа с внутренним зацеплением.
Введение
привод зубчатый передача
Курсовой проект по деталям машин является первой конструкторской работой студента, выполненной на основе знаний общеобразовательных, общетехнических и общеспециальных дисциплин. Работа над проектом включает анализ назначения и условий работы проектируемых деталей; наиболее рациональные конструктивные решения с учетом технологических, монтажных, эксплуатационных и экономических требований; и кинематические расчеты; и определение сил, действующих на детали и узлы; и расчеты конструкций на прочность; выбор материалов; и процесс сборки и разборки конструкций; и многое другое.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатой или червячной передачи, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передач зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.
Редукторы классифицируют по следующим признакам: типу передачи, числу ступеней, типу зубчатых колес, относительному расположению валов в пространстве, особенностям кинематической схемы. Рассмотрим одноступенчатый цилиндрический редуктор с внутренним зацеплением.
1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И кинематический расчет привода
Pn=5 КВТ - мощность на эксцентрике 2. n3 - частота вращения эксцентрика 2.
Определяем КПД привода: КПД зубчатой закрытой передачи ззп=0,97
КПД подшипников зпк=0,99
КПД клиноременной передачи зр=0,96
Тогда требуемая мощность двигателя:
Из справочника выбираем двигатель мощностью Рдв?Pn, т. е. Рдв=5,5КВТ
По данным табл.П1 [1, с.390]. "Электродвигатели асинхронные серии 4А, закрытые обдуваемые (по ГОСТ 19523-81)". Рассматриваем электродвигатели 3-х марок..
Рпередав.= 5259 Вт ірем = 2.98 - передаточное отношение s = 0.015 - скольжение ремня.
1. По номограмме выбираем сечение клинового ремня: Б
Технические данные: lp= 14 мм, А = 1.38 см2, w = 17 мм
2. Вращающий момент Т = 67.1. 103 Н.мм
3. Определяем диаметр ведущего шкива d1, мм: С учетом того, что d1 не должен быть меньше 125 мм. В целях повышения срока службы ремней рекомендуется применять ведущие шкивы на 1-2 порядка выше d1min.Принимаем d1= 140 мм.
4. Диаметр ведомого (большего) шкива d2, мм:
Ближайшее стандартное значение из таблицы: d2 = 400 мм
Коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца принимаем по таблице, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор. Примем значение этого коэффициента как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая деформацию и ухудшение контакта зубьев: Допускаемое контактное напряжение для косозубых колес из указанных материалов:
[1, табл.3.2] где - предел выносливости при базовом числе циклов.
Для углеродистых сталей с поверхностью зубьев менее НВ 350 и термической обработкой нормализацией
; [1, с.390]
Коэффициент безопасности для колес из улучшенной стали принимают[SH]=1.1~1,2
Определим числа зубьев шестерни и колеса: Принимаем предварительно угол наклона зубьев
Суммарное число зубьев: ; [3, с.213]
Принимаем z1=26;
z2=z1•іред=26•5=130;
Принимаем z2=130;
Уточняем значение угла наклона зубьев: =12.838570
Основные размеры шестерни и колеса: Диаметры делительных окружностей: шестерни
[3, с.203] колеса
Проверка межосевого расстояния
.
Диаметры вершин зубьев da1=d1 2mn=66.67 2•2.5=71.67, мм da2=d2 2mn=333.33 5=338,33 мм
Ширина колеса [3, с.213] ширина шестерни .
Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру
.
Окружная скорость колес и степень точности передачи: .
При v < 10 м/с для цилиндрических косозубых передач принимаем восьмую степень точности. [2, табл.4.7]
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями
.
Значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий в результате погрешности зацепления и деформации зубьев KHB при ybd=1.28 твердости НВ?350 и несимметричности расположения колес (изза натяжения клиноременной передачи) KHB »1,162 [1, табл.3.5]
Для прямозубых колес при v<5 м/с, НВ?350 и восьмой степени точности динамический коэффициент, учитывающий поправку на скорость KHV=1,0
Для косозубых колес при v = 1.14 м/с коэффициент KHA=1.07 [1, табл.3.4]
Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений КН=1.162•1.07•1=1.244
Проверка контактных напряжений:
[3, с.211]
; 426 МПА < 454.5 МПА
Условия прочности выполняются.
Силы, действующие в зацеплении: Окружная
Радиальная
Осевая
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба для прямозубых передач:
. [3, с.210]
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба и ее динамическое действие .
Значение KFB при ybd=1.28 твердости НВ?350 и несимметричности расположения колес относительно опор(изза натяжения клиноременной передачи) KFB »1,332 [1, табл.3.7]
Коэффициент динамичности KFV при восьмой степени точности, твердости НВ?350 и окружной скорости до 3 м/с - KFV=1,1 [1, табл.3.8]
Следовательно, .
YF - коэффициент, учитывающий форму зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев zv: методом линейной интерполяции: YF1=3,86
YF2=3.6 (при zv > 110)
Допускаемое контактное напряжение .
Коэффициент безопасности . учитывает нестабильность свойств материала зубчатых колес, =1.75. Для стали 45 улучшение, при твердости НВ?350 .
Для шестерни ;
Для колеса [1, табл.3.9] учитывает способ получения заготовки зубчатого колеса, =1 (для поковок и штамповок). [1, с.44]
Следовательно, .
Допускаемое напряжение: .
Проверку на изгиб следует проводить для того колеса, для которого отношение меньше. Найдем эти отношения: Для шестерни
Для колеса
Рассчитываем напряжение изгиба для колеса .
Условие прочности выполнено.
Вывод
В ходе выполнения курсового проекта я научился основам конструкторского дела, приобрел навыки и знания правил, методов проектирования, на примере проектирования цилиндрического одноступенчатого редуктроа с внутренним зацеплением.
Подводя результаты нужно сказать, что расчеты передач по таким критериям, как металлоемкость, габаритные размеры, технологичность изготовления, экономические показатели и конечно компоновка привода дает возможность принять оптимальное решение при выборе типа редуктора.
В результате приобретенные навыки и опыт проектиравания механизмов обшего назначения станет базой для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам и дипломному проекту.
Список литературы
Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1988.- 416 с.
Чернилевский Д.В. Детали машин и механизмов. Курсовое проектирование. К.: Высшая школа, Головное издательство, 1987г.-328с.
Мовнин М.С. Основы технической механики: Учебник для технологических немашиностроительных специальностей техникумов. Спб.: Машиностроение, 1982г.-288с.
