Проектирование электропривода с ременной передачей с клиновым ремнём и закрытой зубчатой цилиндрической передачей. Выбор электродвигателя и кинематические расчеты передач, предварительный расчёт валов. Конструктивные размеры шестерен и колёс, выбор муфты.
Аннотация к работе
Инженер-конструктор является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени определяются темпы научно-технического прогресса. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения изза отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений.1.1[1] примем следующие значения КПД: - для ременной передачи с клиновым ремнем: ?1 = 0,96 В таблице П.1[1](см. приложение) по требуемой мощности выбираем электродвигатель 160M8, с синхронной частотой вращения 750 об/мин, с параметрами: Рдвиг.=11 КВТ и скольжением 2,5% (ГОСТ 19523-81). Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу : Вал 1-й n1 = nдвиг. По таблице П.1(см. приложение учебника Чернавского) выбран электродвигатель 160M8, с синхронной частотой вращения 750 об/мин, с мощностью Рдвиг.=11 КВТ и скольжением 2,5% (ГОСТ 19523-81). 7.3[1] в зависимости от частоты вращения меньшего ведущего шкива n(ведущий шкив) (в нашем случае n(ведущий шкив)=731,247 об/мин) и передаваемой мощности: P = T(ведущий шкив) x ?(ведущий шкив) = 116211,346 x 10-6 x 76,576 = 8,899 КВТ принимаем сечение клинового ремня А.Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл.3, табл. 3[1] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 : ?H lim b = 2 x HB 70 . KHL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора принимаем KHL = 1 ; коэффициент безопасности [Sh]=1,1. Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса. Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем: ?ba = b / aw = 0,2 , (см. стр.36[1]).Проверку контактных напряжений проводим по формуле 3.6[1]: ?H = (310 / aw) x ((T2 x KH x (U 1)3) / (b2 x U2))1/2 =Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.25[1]: ?F = Ft x KF x YF / (b x mn) ? [?F] По таблице 3.7[1] выбираем коэффициент расположения колес KF? = 1,068, по таблице 3.8[1] выбираем коэффициент KFV=1,25. YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа Zv (см. гл.3, пояснения к формуле 3.25[1]): у шестерни : Zv1 = z1 / cos3(?) = 27 / cos3(0o) = 27 у колеса : Zv2 = z2 / cos3(?) = 153 / cos3(0o) = 153 Допускаемые напряжения находим по формуле 3.24[1]: [?F] = ?OF lim b x KFL / [Sf] . Коэффициент [Sf] безопасности находим по формуле 3.24[1]: [SF] = [SF]" x [SF]". где для шестерни [SF]" = 1,75 ;Элемент передачи Марка стали Термообработка HB1ср ?в [?]H [?]FПараметр Значение Параметр Значение Модуль зацепления m 3,5 Диаметр делительной окружности: Ширина зубчатого венца: шестерни d1 колеса d2 94,5 535,5 шестерни b1 колеса b2 68 63 Числа зубьев: Диаметр окружности вершин: шестерни z1 колеса z2 27 153 шестерни da1 колеса da2 101,5 542,5Предварительный расчет валов проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.Под 1-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 40 мм.Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 65 мм. Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 70 мм. Под 3-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 75 мм. Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 70 мм. 35,569 Под 1-м элементом (ведомым) диаметр вала: 40 Под 2-м элементом (подшипником) диаметр вала: 45 Под 3-м элементом (ведущим) диаметр вала: 50 Под 4-м элементом (подшипником) диаметр вала: 45Толщина обода:?о = (1,1...1,3) x h = 1,1 x 8,7 = 9,57 мм = 10 мм. где h = 8,7 мм - глубина канавки под ремень от делительного диаметра. Внутренний диаметр обода: Dобода = d1 - 2 x (?o h) = 160 - 2 x (10 8,7) = 122,6 мм = 0,5 x (Doбода dступ.) = 0,5 x (122,6 72) = 97,3 мм = 97 мм где Doбода = 122,6 мм - внутренний диаметр обода. = 0,5 x (Doбода dступ.) = 0,5 x (212,6 60) = 136,3 мм = 136 мм где Doбода = 212,6 мм - внутренний диаметр обода. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b1 = 68 мм.В виду того, что в данном соединении валов требуется невысокая компенсирующая способность муфт, то допуст
План
Содержание
Введение
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
2. Расчет 1-й клиноременной передачи
3. Расчет 2-й зубчатой цилиндрической передачи
3.1 Проектный расчет
3.2 Проверочный расчет по контактным напряжениям
3.3 Проверка зубьев передачи на изгиб
4. Предварительный расчет валов
4.1 Ведущий вал.
4.2 Выходной вал.
5. Конструктивные размеры шестерен и колес
5.1 Ведущий шкив 1-й ременной передачи
5.2 Ведомый шкив 1-й ременной передачи
5.3 Цилиндрическая шестерня 2-й передачи
5.4 Цилиндрическое колесо 2-й передачи
6. Выбор муфты на выходном валу привода
7. Проверка прочности шпоночных соединений
7.1 Ведущий шкив 1-й клиноременной передачи
7.2 Ведомый шкив 1-й клиноременной передачи
7.3 Шестерня 2-й зубчатой цилиндрической передачи
7.4 Колесо 2-й зубчатой цилиндрической передачи
8. Конструктивные размеры корпуса редуктора
9. Расчет реакций в опорах
9.1 1-й вал
9.2 2-й вал
10. Построение эпюр моментов валов
10.1 Расчет моментов 1-го вала
10.2 Эпюры моментов 1-го вала
10.3 Расчет моментов 2-го вала
10.4 Эпюры моментов 2-го вала
11. Проверка долговечности подшипников
11.1 1-й вал
11 2-й вал
12. Уточненный расчет валов
12.1 Расчет 1-го вала
12.2 Расчет 2-го вала
13. Тепловой расчет редуктора
14. Выбор сорта масла
15. Выбор посадок
16. Технология сборки редуктора
Заключение
Список использованной литературы
Введение
Инженер-конструктор является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени определяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем, что заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.
При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.
Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения изза отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.
К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.
Косозубые колеса применяют для ответственных передач при средних и высоких скоростях. Объем их применения - свыше 30% объема применения всех цилиндрических колес в машинах; и этот процент непрерывно возрастает. Косозубые колеса с твердыми поверхностями зубьев требуют повышенной защиты от загрязнений во избежание неравномерного износа по длине контактных линий и опасности выкрашивания.
Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.
Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.
При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д.
Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.
Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.