Выбор двигателя и кинематический расчет привода. Определение требуемой мощности двигателя. Распределение передаточного числа привода по всем ступеням. Определение частот вращения, угловых скоростей, вращающих моментов и мощностей по валам привода.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Редуктор состоит из корпуса, в котором помещаются элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. В таблице [1, c.390] по требуемой мощности Ртр = 9800 Вт с учетом возможности привода, состоящего из цилиндрического редуктора и ременной передачи, выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин 80В4, с параметрами Рдв = 1500 Вт (ГОСТ 19523-81), скольжение 5,8%. В задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками [1, с.34]: для шестерни сталь 45, термическая обработка - нормализация, твердость НВ 160; для колеса - сталь 45, термическая обработка - нормализация, твердость НВ 160. Основные размеры шестерни и колеса: диаметры делительные: проверка: диаметры вершин зубьев: ширина колеса: ширина шестерни: Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру: Окружная скорость колес и степень точности передачи: при такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности [1, с.32].Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи: для привода к ленточному конвейеру при односменной работе Ср = 1,0 [1, c.136]. Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня: для ремня сечения О при длине L = 1000 мм коэффициент CL = 0,92 [1, c.135]. Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче: предполагая, что число ремней в передаче будет от 2 до 3, примем коэффициент Cz = 0,95. Число ремней в передаче [1, c.135] где Р0 - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, КВТ; для ремня сечения О при длине L = 1320 мм, работе на шкиве d1 = 80 мм и U = 2 мощность P0 = 0,81 КВТ (то, что в нашем случае ремень имеет другую длину L = 1000 мм, учитывается коэффициентом CL); Натяжение ветви клинового ремня [1, c.136] где скорость ? = 0,5wдвd1 = 0,5•147,89•80•10-3 = 5,91 (м/с); q - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил; для ремня сечения О коэффициент q = 0,06 Н•с2/м2.Принимаем большее ближайшее значение из стандартного ряда dв1 = 17 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем dп1 = 20 мм. Принимаем большее ближайшее значение из стандартного ряда dв2 = 28 мм, Диаметр вала под подшипники принимаем dn2 = 30 мм, Под зубчатым колесом dk2= 32 мм.Эскизная компоновка служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.Шестерню выполняем за одно целое с валом. Толщина стенок корпуса и крышки d = 0,025?aw 1 = 0,025?125 1 = 4,13 (мм); принимаем d = 8 (мм); принимаем фундаментные болты с резьбой М16; болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника d2 = 0,7 ?d1 = 0,7?66,7 = 11,2 (мм);Составляющие этой нагрузки Fвx =0 (Н); Fвy = 375,26 (Н). Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси x в характерных сечениях 1..4 Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси y в характерных сечениях 1..3 Строим эпюру крутящих моментов Намечаем радиальные шариковые подшипники 204 легкой серии [2, с.Размеры сечений шпонок и пазов длины шпонок по ГОСТ 23360-78 [2, с. Условие scm ? [scm] выполнено. Из двух шпонок - под зубчатым колесом и под кривошипом - более нагруженная вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки).Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему). Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнение их с требуемыми (допускаемыми) значениями [S]. Будем производить расчет для предположительно опасных сечений входного вала. Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), то есть сталь 45, термическая обработка - нормализация. Результирующий коэффициент запаса прочности в сечении А-А В сечении А - А условие прочности вала выполнено.Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 12 (мм). Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 (дм3) масла на 1 (КВТ) передаваемой мощности: V = 0,25 . 1,3 = 0,33 (дм3).Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100 0С; в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предвар
План
Содержание
Введение
1. Выбор двигателя и кинематический расчет привода
1.1 Определение КПД привода
1.2 Определение требуемой мощности двигателя
1.3 Определение Uприв
1.4 Распределение передаточного числа привода по ступеням
1.5 Определение частот вращения, угловых скоростей, вращающих моментов и мощностей по валам привода
2. Расчет зубчатой передачи
2.1 Выбор материала для изготовления колес
2.2 Определение допускаемых контактных напряжений
2.3 Определение допускаемых напряжения для проверки зубьев на изгиб
2.4 Расчет зубчатой передачи
3. Расчет клиноременной передачи
4. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников
5. Пояснение к эскизной компоновке редуктора, ее цель
6. Определение размеров элементов корпуса редуктора
7. Общая схема сил, действующих на валы
8. Проверка долговечности подшипников
9. Подбор и проверка шпонок
10. Расчет на прочность входного вала
11. Анализ посадок и допусков
12. Выбор сорта масла
13. Сборка редуктора
14. Заключение
15. Литература
Введение
Пояснительная записка составлена в соответствии с техническим заданием на курсовой проект по дисциплине «Прикладная механика» на тему «Привод»
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, 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 помещаются элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д.
Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типы передачи, числу ступеней, типу зубчатых колес, относительному расположению валов в пространстве, особенностям кинематической схемы.
Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.
Привод составлен из асинхронного двигателя, одноступенчатого цилиндрического редуктора, открытой ременной передачи. Редуктор является горизонтальным.
Основные цели проекта: овладеть техникой разработки конструкторских документов на различных стадиях проектирования;
приобрести навыки самостоятельного решения инженерно - технических задач и умение анализировать полученные результаты;
научиться работать со стандартами, различной инженерной, учебной и справочной литературой (каталогами, атласами, классификаторами ЕСКД);
уметь обоснованно защитить проект.
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Примем [1, c.5]
КПД пары цилиндрических зубчатых колес ?1 = 0.98;
коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения ?2 = 0.99;
КПД клиноременной передачи ?3 = 0.95 .
Определим общий коэффициент полезного действия (КПД привода)
В таблице [1, c.390] по требуемой мощности Ртр = 9800 Вт с учетом возможности привода, состоящего из цилиндрического редуктора и ременной передачи, выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин 80В4, с параметрами Рдв = 1500 Вт (ГОСТ 19523-81), скольжение 5,8%. Номинальная частота вращения [1, c.390] nдв = 1500 - 40 = 1460 мин-1
(об/мин).
Распределение передаточного числа привода по ступеням: Uприв = nдв/nкрив = 1413/150 = 9,42;
Uприв = UРЕМUЗ.закр = 2•4,71 = 9,42;
для ременной открытой - Upem = 2;
для зубчатой закрытой - Uз.закр = 4,71;
Частоты вращения, угловые скорости, вращающие моменты и мощности валов привода: nдв = 1413 (об/мин);
Вращающие моменты: на валу двигателя:
на валу шестерни:
на валу колеса:
2. Расчет зубчатых колес редуктора
В задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками [1, с.34]: для шестерни сталь 45, термическая обработка - нормализация, твердость НВ 160; для колеса - сталь 45, термическая обработка - нормализация, твердость НВ 160.
Допускаемые контактные напряжения [2, с.33]:
где SHLIMB - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
Для углеродистых сталей с твердостью поверхности менее НВ 350 и термической обработкой (нормализация) [1, с.34]: SHLIMB = 2 НВ 70.
KHL - коэффициент долговечности. При числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора
KHL = (NHE/NHO)1/9 NHO = 107
NHE = 60•c•n•t = 60•150•1•15000 = 13,5•107 KHL = (13,5)1/9 = 1.3; SH = 1,1.
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение [2, с.35]:
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев для косозубых передач [1, с.32]: , где Ка = 43;
Uз.закр(р) = 4,71;
KHB - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор (рис.1), примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны шатунной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно, как в случае несимметричного расположения колес [1, с.32]: KHB= 1,25. yba - коэффициент ширины венца (выбирается по ГОСТ 2185-66). yba = 0,2
, aw = 122,12 (мм).
Ближайшее значение межосевого расстояния (ГОСТ 2185-66): aw = 125 (мм).
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации
[1, с.36]: ;
принимаем по ГОСТ 9563-80 mn = 2 (мм).
Примем предварительно угол наклона зубьев [1, с.37] b = 10 0 и определим числа зубьев шестерни и колеса: ;
Уточненное значение угла наклона зубьев: , b = 12034/.
Основные размеры шестерни и колеса: диаметры делительные:
проверка:
диаметры вершин зубьев:
ширина колеса:
ширина шестерни:
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колес и степень точности передачи:
при такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности [1, с.32].
Коэффициент нагрузки.
При ybd = 0,67, твердости менее 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от напряжения шатунной передачи KHB = 1,067 [1, с.39]. При v = 1,6 (м/с) и восьмой степени точности
КНА = 1,06 [1, с.39]. Для косозубых колес при v < 5 м/с имеем KHV = 1,0 [1, с.40].
Таким образом, коэффициент нагрузки равен:
Проверка контактных напряжений [1, с.31]:
Силы, действующие в зацеплении [1, с.294]: окружная:
a = 20 0;
радиальная:
осевая:
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба [1, с. 46]: .
Коэффициент нагрузки
.
Здесь KFB = 1,14; KFV = 1,1 [1, c.43].
YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Zv. для шестерни для колеса
При этом YF1 = 3,9; YF2 = 3,6 [1, c. 42].
Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба [1, c. 43]
Для стали 45 нормализованной при твердости НВ меньше 350 [2, c. 295] предел выносливости при отнулевом цикле изгиба ;
для шестерни
;
для колеса
Коэффициент безопасности
. для поковок и штамповок [1, c.45]. Таким образом, Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость: для шестерни для колеса
Для шестерни отношение для колеса
Коэффициент Yb учитывает повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми:
Коэффициент KFA учитывает распределение нагрузки между зубьями.
где ea - коэффициент торцового перекрытия и n - степень точности зубчатых колес. ea = 1,5; n = 8 [2, c.47].
