Расчет и проектирование механического привода - Курсовая работа

Механический привод предназначен для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепную или ременную передачу. Редуктором называется механическое устройство, состоящее из зубчатых или червячных передач, выполненных в виде отдельного агрегата.Общий механический КПД привода определяется при последовательной схеме соединения элементов как произведение отдельных КПД: Из таблицы 1 принимаем средние значения КПД: ?рем = 0,94…0,96 - КПД клиноременной передачи, ?зуб = 0,96…0,98 - КПД зубчатой передачи, ?подш = 0,99…0,995 - КПД пары подшипников качения, ?4 = 0,985…0,995 - КПД муфты компенсирующей. Выбор электродвигателя ведут не только по требуемой мощности, но и по частоте вращения, для чего необходимо определить по рекомендациям общее передаточное отношение общ. рем. зуб. Принимаем рем. Как правило, в общем машиностроении используются трехфазные асинхронные двигатели переменного тока с короткозамкнутым ротором (табл.2), имеющие следующий ряд синхронных скоростей: 3000, 1500, 1000, 750 об/мин. Принимаем зуб из стандартного ряда для зубчатых передач: 1-й ряд - 1 1,25 1,6 2,0 2,5 3,15 4,0 5,0 6,3 8,0Исходные данные для расчета: передаваемая мощность Ртр=Р1= 7,75 КВТ; частота вращения ведущего (меньшего) шкива n1= nдв= 1460 об/мин; общее передаточное отношение общ =12,16; коэффициент упругого скольжения ремня ? = 0,02; вращающий момент на ведущем валу Т1= 50,7 Н•м. Сечение ремня выбирается по величине вращающего момента на малом (ведущем) шкиве. Расчетный диаметр малого шкива вычисляем по формуле Северина: где Т1= 50,7 Н•м, 40 - коэффициент для клиновых ремней нормального сечения. Расчетный диаметр большего шкива: Dp2 = d1• рем (1 - ?) где ? - относительное скольжение (? = 0,01...0,02), принимаем ? = 0,02, тогда Dp2 = 160•2,5(1-0,02) = 392 мм. Расхождение рем фактического передаточного числа рем.ф с ранее принятым рем составляет: = | ремф - рем / рем |•100% = (2,55 - 2,5)/2,5•100% = 2% <4%, что допустимо.Так как в задании нет особых требований к габаритам передачи, то в приводах общего назначения для изготовления зубчатых колес редуктора выбираем материалы со средними механическими характеристиками с твердостью НВ?350. При таких условиях на практике применяется один из вариантов (стр. Принимаем т.о. колеса - улучшение, твердость НВ 235...262; т.о. шестерни - улучшение, твердость НВ 269...302. Материал сталей: для шестерни - сталь 40ХН, термообработка - улучшение, твердость 280 НВ; для колеса - сталь 45, термообработка - улучшение, но твердость на 50 единиц ниже (косозубая передача), т.е. 1.10 [1]) для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее 350 НВ и термической обработкой - улучшение: ?H lim b adm = 2 • НВ 70; SH adm - коэффициент безопасности, SH adm = 1,1, так как материал с однородной структурой; ZR - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев, ZR = 0,95(Ra = 2,5...1,25); Z? - коэффициент, учитывающий окружную скорость передачи, Z? = 1 (для ? ? 5 м/с); KHL-коэффициент долговечности, определяется в зависимости от NH0 - базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости (NH0 = 30 • H2,4 НВ ? 120•106) и NHE - эквивалентное число циклов переменных напряжений.Для редукторов общего назначения с внешним зацеплением определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев где для косозубых колес Ка = 43; u = u2 - передаточное число редуктора; Т3 - крутящий момент на валу колеса, Н•мм; ?ba - коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию, для передачи косозубой принимаем ?ba = b/а? = 0,394; КH? - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, определяется через вспомогательный коэффициент ?bd = ?ba•(u 1) / 2 = 0,4•(4,5 1)/2 = 1,1, по графику (рис. Нормальный модуль зацепления mn = (0,01 ? 0,02) • а? = (0,01 ? 0,02)•180 = 1,8 ? 3,6 мм, принимаем по ГОСТ 9563-60 mn = 3 мм. Предварительно принимаем угол наклона зубьев ? = 10°. Определяем число зубьев шестерни и колеса Принимаем Z1 = 22; Z2 = Z1 • u2 = 22 • 4,5 = 99Действующее в передаче контактное напряжение где ZH - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, ZH = ? - основной угол наклона зуба; ? - угол зацепления, ? = 20°. Коэффициент ZM учитывает механические свойства материалов сопряженных колес. Коэффициент Z? учитывает суммарную длину контактных линий. Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, КH? = 1,12 (табл.

Содержание

Введение

1. Расчет и конструирование

1.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

2. Расчет клиноременной передачи

3. Расчет зубчатых колес редуктора

3.1 Выбор твердости, термической обработки и материала зубчатых колес

3.2 Проектировочный расчет зубчатой передачи

3.3 Проверочные расчеты

3.3.1 Проверка контактных напряжений

3.3.2 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

4. Предварительный расчет валов редуктора

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

7. Компоновка редуктора

8. Проверка долговечности подшипников

9. Проверка прочности шпоночных соединений

10. Уточненный расчет валов

11. Посадки зубчатых колес, шкива и подшипников

12. Выбор сорта масла

13. Сборка редуктора

14. Подбор муфты

15. Техника безопасности при эксплуатации механического привода технологического оборудования

Заключение

Список использованной литературы