Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Задание на проектирование

1). Электродвигатель.

I). Вал.

2). Ремённая передача.

II). Вал.

3). Муфта.

4). Редуктор.

5). Муфта.

III). Вал.

6). Исполнительный механизм

Исходные данные:

1. Мощность 9 кВт

2. Частота вращения 160 об/мин

3. Режим работы тяжёлый

4. Периодичность включения 30 %

5. Срок службы 5 лет

6. Коэффициент использования передачи:

а). в течении суток 0,5

б). в течении года 0,5

7. Реверсивность реверсивный

8. Тип передачи ремённая,

цилиндрическая

прямозубая.

Содержание

Введение

1. Кинематические и энергетические параметры.

1.1 Подбор электродвигателя.

1.2 Общее передаточное отношение и передаточное отношение ступеней.

1.3 Частоты вращения валов

1 4 Мощности, передаваемые валами

1.5 Крутящие моменты, передаваемые валами.

2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи.

2.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений.

2.2 Межосевое расстояние.

2.3 Модуль, суммарное число зубьев, ширина зубчатого колеса.

2.4 Фактическое передаточное число.

2.5Фактическая окружная скорость.

2.6 Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям.

2.7 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.

2.8 Основные геометрические размеры зубчатых колес.

3.Расчет валов. Подбор подшипников.

3.1 Ориентировочный расчет валов.

3.2 Эскизная компоновка вала.

3.3 Расчетные схемы валов. Эпюры изгибающих и сжимающих моментов.

3.4 Расчет шпонок на смятие.

3.5 Проверка долговечности выбранных подшипников.

3.6 Уточненный расчет вала.

4.Конструктивный размер корпуса редуктора.

5. Конструирование колеса.

6. Смазка.

7. Сборка редуктора.

8. Заключение.

9. Литература.

10. Спецификация.

Введение

Привод - устройство, предназначенное для приведения в действие машин и механизмов. Привод состоит из источника энергии (двигателя электрического, теплового, гидравлического и т.д.) и механизма для передачи энергии (движения). В качестве механических чаще всего используются различные типы механических передач (зубчатая, цепная, ременная, винтовая и т. д.), которые обеспечивают преобразование одного вида движения в другое, понижение (повышение) крутящего момента и угловой скорости, регулирование скорости движения.

Проектируемый в данной работе привод включает ременную передачу и одноступенчатый цилиндрический редуктор с косозубой передачей. Привод должен обеспечить передачу крутящего момента от электродвигателя к исполнительному устройству с минимальными потерями и заданной угловой скоростью на выходном валу редуктора.

1. Кинематические и энергетические параметры

1.1 Подбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя:

где PI - мощность на первом валу;

PIII - мощность на третьем валу;

?o - общий КПД привода.

Общий КПД привода:

где ?р.п. - КПД ремённой передачи;

?з.п. - КПД зубчатой передачи;

?п. - КПД привода.

1.2 Общее передаточное отношение и передаточное отношение ступеней

где nI - частота вращения на первом валу;

nIII - частота вращения на третьем валу (из исходных данных).



где nc - синхронная частота вращения двигателя;

S - коэффициент скольжения.

где uр.п. - передаточное отношение ремённой передачи;

uз.п. - передаточное отношение зубчатой передачи.

1.3 Частоты вращения валов

где nII - (из исходных данных).

1.4 Мощности, передаваемые валами

где PIII - (из исходных данных).

1.5 Крутящие моменты, передаваемые валами

Исходные данные и результаты расчёта клиноремённой передачи

Крутящий момент на ведущем шкиве е Н*м	96.8
Частота вращения ведущем шкиве в об/мин	973
Заданное передаточное отношение	2
Требуемый срок службы ремня * ч	5000
Расчетный срок службы ремня в ч	6956
Тип нагрузки	Переменная
Число смен работы передачи в течении суток	2
Длина ремня в мм	2000
Тип сечения ремня	В
Площадь поперечного сечения ремня в кв. мм	138
Ширина нейтрального слоя ремня в мм	14
Диаметр ведущего шкива в мм	200
Диаметр ведомого шкива в мм	400
Расчетное передаточное отношение	2.03
Межосевое расстояние ременной передачи в мм	519.1
Угол охвата ведущего шкива в град	158
Скорость ремня в м/с	10.2
Эквивалентное число циклов нагружения	1.834Е+08
Приведенное полезное напряжение в МПа	3.64
Допускаемое полезное напряжение в МПа	2.57
Число ремней	3
Полезная окружная сила в кН	0.97
Сила предварительного натяжения одного ремня в кН	0.36
Сила, действующая на валы передачи, в кН	2.13

Расчёт энергетических и кинематических параметров привода

Электродвигатель 4A160S6
Мощность электродвигателя в кВт	11
Диаметр вала электродвигателя в мм	42
Требуемая мощность в кВт	9.858
Расчет выполняется по требуемой мощности привода
Общий КПД привода	0.913
ПЕРЕДАТОЧНЫЕ ЧИСЛА
Ременной передачи	2
Редуктора	3
Общее передаточное число привода	6
ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ ВАЛОВ в об/мин
Вала электродвигателя	973
Ведущего шкива	973
Быстроходного вала редуктора	486.5
Тихоходного вала редуктора	162.167
Вала исполнительного механизма	162.167
КРУТЯЩИЕ МОМЕНТЫ НА ВАЛАХ в Н*М
Вал электродвигателя	96.756
Вал ведущего шкива	96.756
Быстроходный вал редуктора	185.772
Тихоходный вал редуктора	535.191
Вал исполнительного механизма	535.191
Консольная нагрузка от муфты на тихоходном валу в кН	2.897
РЕКОМЕНДУЕМЫЕ РАЗМЕРЫ ВАЛОВ РЕДУКТОРА в мм
Быстроходный вал:
Диаметр выходного конца	35
Длина выходного конца	56
Тихоходный вал:
Диаметр выходного конца	45
Длина выходного конца	92
Диаметр участка под зубчатое колесо	60

2. Расчёт цилиндрической зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

В соответствии с рекомендациями выбираем для шестерни сталь 40Х, для колеса- сталь 45 (нормализация).

Допускаемые контактные напряжения:

где SHj - коэффициент безопасности;

H limbj - базовый предел контактной выносливости;

KHLj - коэффициент долговечности.

H limb1 = 2HB1+70,

H limb2 = 2HB2+70,

(для шестерни j = 1, для колеса j = 2).

Для определения коэффициента долговечности, находим число циклов нагружения:

где LГ - срок службы;

КГ - коэффициент использования в течении года;

Кс - коэффициент использования в течении суток;

ПВ - относительная продолжительность включения.



где tp - время работы;

tПЗ - время паузы.

Определяем базовые числа циклов перемен напряжений:

Находим эквивалентные числа циклов переменных напряжений:

где МН = 0,18 - коэффициент приведения переменного режима нагружения передачи.

Значение коэффициента долговечности КHL определяется по формуле:

где NHO - базовое число циклов перемен напряжений для контактных напряжений.

Определяем НР:

Выбираем наименьшее из полученных значений НР.

Допускаемые напряжения изгиба:

где F limbj - базовый предел изгибной выносливости;

SFj - коэффициент безопасности;

KFCj - коэффициент, учитывающий влияние приложения нагрузки;

KFLj - коэффициент долговечности.

F limbj = 1,8НВj.

Значение коэффициента долговечности КFL определяется по формуле:

где NFO - базовое число циклов перемен напряжений для изгибных напряжений;

m = 6 при НВ 350;

NFE - эквивалентные числа циклов переменных напряжений.

где MF = 0,06 - коэффициент приведения переменного режима нагружения передачи.

2.2 Межосевое расстояние

где с = 430 для косозубых и шевронных передач;

ba = 0,4 коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию.

Крутящий момент на шестерне равен моменту на быстроходном валу редуктора, т.е.:

KH - коэффициент нагрузки:

где KH - коэффициент концентрации или равномерности нагрузки по длине контактной линии;

КHV - динамический коэффициент;

KHa - коэффициент распределения нагрузки между зубьями.

Предварительно назначаем 8 степень точности передачи. Для 8 степени точности

KHV = 1,0…1,05, принимаем KHV =1,03.

Коэффициент KHa может быть определён только тогда, когда определены размеры передачи, KHa выбираем из интервала 1,05…1,15, KHa = 1,1.

Для определения коэффициента KH находим коэффициент bd по соотношению:

номер схемы рассчитываемой передачи - IV

при HB 350, KH = 1,1

полученные значения межосевого расстояния округляем до ближайшего по ГОСТ 12289-76,

аw = 160мм.

2.3 Модуль, суммарное число зубьев, ширина зубчатого колеса

Ориентировочно определяем величину модуля:

по ГОСТ 9563-80, выбираем mn = 2мм.

Следует иметь в виду, что для силовых передач модуль меньше 2мм рекомендуется не применять.

Ширина зубчатого колеса:

ступень вал колесо напряжение

полученное значение округляем до ближайшего из ряда Ra20 по ГОСТ 6636-69.

2.4 Фактическое передаточное число

Число зубьев шестерни:

где z - суммарное число зубьев.

Число зубьев колеса:



Фактическое передаточное число:

фактические значения передаточных чисел не должны отличаться от номинальных более чем на 2,5% при u0 4,5 и на 4% при u0 4,5.

2.5 Фактическая окружная скорость

Определяем диаметры делительных окружностей шестерни и колеса:

Для проверки убедимся, что полу сумма делительных диаметров шестерни и колеса равна межосевому расстоянию:

определяем степень точности передачи и оставляем восьмую.

2.6 Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям

где K = 8540.

Коэффициент нагрузки:

коэффициенты KHV и KHa уточняем, после определения размеров передачи и фактической окружной скорости, KHV = 1,01; KHa = 1,09.

Перегрузка по контактному напряжению допускается не более 5%.

2.7 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Для шестерни:

где =1.

Определяем коэффициент нагрузки:

где KF - коэффициент концентрации нагрузки по изгибу;

KFV - динамический коэффициент;

KFa - коэффициент распределения нагрузки между зубьями.

Для определения коэффициента формы зуба YF1 находим эквивалентное число зубьев:

Для колеса:

Аналогично определяем YF2:

2.8 Основные геометрические размеры зубчатых колёс

Диаметры дополнительных окружностей шестерни и колеса:

Диаметры окружностей вершин зубьев:

Диаметры окружностей впадин зубьев:



Расчёт цилиндрической зубчатой передачи исходные данные

Тип зуба	Прямой
Тип передачи	Реверсивная
Крутящий момент на шестерне в Н*м	185.8
Частота вращения шестерни в об/мин	486.5
Номинальное передаточное отношение	3.154
Срок службы передачи в годах	5
Коэффициент использования передачи в течении года	0.5
Коэффициент использования передачи в течении суток	0.5
Режим работы	Тяжелый
Продолжительность включения в %	30
Материал заготовки шестерни	Сталь 40Х
Термообработка Закалка ТВЧ, твердость зуба - 45-50HRC
Материал заготовки колеса	Сталь 45
Термообработка Улучшение, твердость зуба - 235-262 НВ
РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА ПЕРЕДАЧИ ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ
Продолжительность работы передачи в ч. 3285
Суммарное число циклов нагружения зуба шестерни N1 9.589Е+07
Суммарное число циклов нагружения зуба колеса Nc2 3.040Е+07
Коэффициенты эквивалентности для шестерни Khe1=0.3, Kfe1=0.2
Коэффициенты эквивалентности для колеса Khe2=0.5, Kfe2=0.3
Эквивалентное число циклов нагружения зуба шестерни Ne1 4.794Е+07
Эквивалентное число циклов нагружения зуба колеса Nе2 1.520E+07
Базовое число циклов контактного нагружения шестерни Nно1 7.302Е+07
Базовое число циклов контактного нагружения колеса Nно2 1.682Е+07
Коэффициенты долговечности для шестерни Khl1=1.073, Kfl1=1
Коэффициенты долговечности для колеса Khl2=1.017, Kfl2=1
Коэффициенты безопасности для шестерни Sh1=1.2, Sf1=1.9
Коэффициенты безопасности для колеса Sh2=1.1, Sf2=1.65
Базовый предел контактной выносливости для шестерни в МПа 1007.5
Базовый предел контактной выносливости для колеса в МПа	547
Базовый предел изгибной выносливости для шестерни в МПа	600
Базовый предел изгибной выносливости для колеса в МПа	435.5
Допускаемые контактные напряжения для шестерни в МПа	900.6
Допускаемые контактные напряжения для колеса в МПа	524.2
Допускаемые контактные напряжения для передачи в МПа	524.2
Допускаемые напряжения изгиба для шестерни в МПа	237.2
Допускаемые напряжения изгиба для колеса в МПа	171.6
РАСЧЕТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ
Расчетные контактные напряжения в МПа	485.6
Расчетные напряжения изгиба для шестерни в МПа	181.4
Расчетные напряжения изгиба для колеса в МПа	157.4
ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ ПАРАМЕТРЫ ПЕРЕДАЧИ
Межосевое расстояние в мм	180
Модуль в мм	2.25
Число зубьев шестерни Z1 = 39, колеса Z2 = 123
Фактическое передаточное отношение	3.154
Угол зацепления	18гр.56'44”
Коэффициент смещения шестерни X1 = -0.951, колеса Х2 = 0
Коэффициент воспринимаемого смещения	-1
Коэффициент уравнительного смещения	0.049
Делительное межосевое расстояние	182.25
Диаметры делительной окружн. шестерни d1=87.75, колеса d2=276.75
Диаметры окружности вершин шестерни da187.751, колеса da2=281.03
Диаметр «окружности впадин шестерни df1=77. 846, колеса df2=271.125
Ширина венца шестерни в мм bw1= 60, колеса bw2= 55
Коэффициент торцевого перекрытия	1.936
Окружная скорость в зацеплении в м/с	2.24
УСИЛИЯ В ЗАЦЕПЛЕНИИ в кН
Окружная сила	4.234
Радиальная сила	1.37
Осевая сила	0

3. Расчёт валов. Расчёт подшипников

3.1 Ориентировочный расчёт валов

где Ti - крутящий момент;

[] - допускаемое напряжение на кручение.

Полученный результат округляем по Ra40 в большую сторону.

3.2 Эскизная компоновка вала

Тихоходный вал
Участок вала	Диаметр вала, (мм)	Длина вала, (мм)
1	45	45
2	50	50
3	45	45
4	50	50
5	45	45
6	40	40
7	35	56

3.3 Расчётные схемы валов. Эпюры изгибающих и сжимающих моментов

Полные усилия:

где Ft - окружное усилие;

Fr - радиальное усилие;

Fa - осевое усилие.

Окружное усилие и полное усилие на зубе ведущего колеса (шестерни) всегда направлены в сторону противоположную вращению, а на колесе по направлению вращения. Осевое усилие направлено параллельно оси колёс. Радиальное усилие зависит и от направления вращения и от линии наклона зуба.

3.4 Расчёт шпонок на смятие

где Т - передаваемы вращающий момент;

d - диаметр вала в месте установки шпонки;

lp - рабочая длина шпонки;

(h - t1) = Acм - площадь смятия.

3.5 Проверка долговечности выбранных подшипников

Эквивалентная нагрузка на подшипник:

где X - коэффициент радиального нагружения в опоре (1);

V - коэффициент вращения (1);

FrA - радиальная нагрузка в опоре;

Y - коэффициент осевого нагружения (0);

FaA - осевая нагрузка в опоре;

KБ - коэффициент безопасности (1,1 1,5);

KT - температурный коэффициент (1,05).

Долговечность подшипника:

где n - частота вращения вала подшипника;

С - динамическая грузоподъёмность подшипника;

РА - эквивалентная нагрузка;

m - показатель степени для шарикоподшипников m = 3.

3.6 Уточнённый расчёт вала

Суммарный коэффициент запаса прочности:

где S - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

где -1, -1;

k , k - коэффициент влияния концентрационных напряжений;

, - коэффициент, учитывающий влияние поперечного сечения(масштабный фактор);

a, a - амплитудное значение;

, - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла;

m, m - симметричный и отнулевой цикл нагружения.

Результаты расчёта подшипников тихоходного вала

Шарикоподшипник радиальный однорядный легкой серии М	211
Частота вращения вала в об/мин	154.44
Коэффициент безопасности подшипника	1.3
Температура подшипникового узла в град.	100
Температурный коэффициент	1
Радиальная нагрузка на левый подшипник в Кн	7.27
Радиальная нагрузка на правый подшипник в Кн	0.67
Осевая нагрузка на подшипник в Кн	0
Динамическая грузоподъемность в Кн	43.6
Статическая грузоподъемность в Кн	25
Коэффициент радиальной нагрузки	1
Коэффициент осевой нагрузки	0
Эквивалентная динамическая нагрузка в Кн	9.45
Долговечность подшипника в часах	10598

Результаты расчёта шпонок тихоходного вала

Диаметр участка вала в мм	60
Крутящий момент, передаваемый шпонкой, в Н*М	535.2
Сечение шпонки b*h	18*11
Длина шпонки в мм	63
Глубина шпоночного паза на валу в мм	7
Напряжение смятия на рабочей грани шпонки в МПа	99.1
Диаметр участка вала в мм	45
Крутящий момент, передаваемый шпонкой, в Н*М	535.2
Сечение шпонки b*h	14*9
Длина шпонки в мм	80
Глубина шпоночного паза на валу в мм	5.5
Напряжение смятия на рабочей грани шпонки в МПа	103

Результаты уточнённого расчёта тихоходного вала

Материал вала Сталь45, термообработка - Нормализация

Предел прочности материала вала, МПа	610
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба, МПа	262
Предел выносливости при симметричном цикле кручения, Па	152
Коэффициент асимметрии цикла напряжений кручения	0.1
Фактор шероховатости	0.95
Расстояние от левого торца вала до опасного сечения в мм	83
Диаметр вала в опасном сечении в мм	45
Ширина шпоночного паза, мм	14
Глубина шпоночного паза на валу, мм	5.5
Осевой момент сопротивления, мм куб	7611
Полярный момент сопротивления, мм куб	16557
Масштабный фактор при действии нормальных напряжений Ес	0.82
Масштабный Фактор при действии касательных напряжений Et	0.71
Эффект, коэфф. концентрации напр, для шпон, паза Кс	1.8
Отношение Кс/Ес для шпоночного паза	2.2
Отношение Кс/Ес для посадки с натягом	2.96
Максимальный изгибающий момент в опасном сечении, Н*м	97.9
Крутящий момент в опасном сечении, Н*м	535.2
Виды концентраторов - посадка с натягом, шпоночный паз
Амплитудное значение цикла нормальных напряжений, МПа	12.9
Коэффициент запаса прочности по норм, напряжениям	6.54
Эффект, козфф. концентрации напр. для шпон, паза Kt	1.58
Отношений Kt/Et для шпоночного паза	2.24
Амплитудное значение цикла касат. напряжений, МПа	16.2
Среднее значение цикла касат. напряжений в МПа	16.16
Коэффициент запаса прочности по касат. напряжениям	3.82
Суммарный коэффициент запаса прочности	3.3

4. Конструктивный размер корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса и крышки редуктора:

во всех случаях: 8мм и 1 8мм.

Толщина рёбер корпуса:

Толщина рёбер крышки:

Высота лапы : 2,5.

Высота бобышек: 0,45 Dкр (большей).

Высота фланцев: 1,5.

Диаметр болтов:

фундаментных -

в бобышках (у подшипниковых гнёзд) -

на фланцах - .

5. Конструирование колеса

Диаметр ступицы:

Длина ступицы:

Толщина ступицы:

где b - ширина венца.

Толщина обода:

где - модуль нормальный.

6. Смазка

В данном редукторе смазка производится путём окунания в масляную ванную. На дно корпуса налито масло, колёса окунаются в масло и несут смазку с соприкасающимся частям. Для уменьшения потерь на перемешивание и разбрызгивание масла тихоходное колесо погружено на 1/3 радиуса, а быстроходное колесо - не более чем на одну или две высоты зуба.

Объём масла в редукторе:

где Адна - площадь поверхности дна;

hM - высота масла в корпусе редуктора.

Для одноступенчатых редукторов объём масла должен исходить из расчёта 0,20,6 литра масла на 1 кВт мощности.

7. Сборка редуктора

Сборку редуктора производить в порядке, обратном разборке. Первым устанавливается тихоходный вал и по направляющим штифтам устанавливается крышка.

После сборки проверить передаточное отношение редуктора. Для этого повернуть быстроходный вал на такое число оборотов, за которое тихоходный вал повернётся на один оборот.

8. Заключение

Работа выполнена в соответствии с заданием. Спроектирован одноступенчатый редуктор.

9. Литература

1. С.А. Чернавский «Курсовое проектирование деталей машин». М.: «Машиностроение» 1987 г.

2. П.Г. Гузенков «Детали машин». М.: «Высшая школа» 1984 г.

3. Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина «Детали машин». М.: «Высшая школа» 1984 г.

4. С.А. Чернавский «Проектирование механических передач». М.: «Машиностроение» 1984 г.

Размещено на Allbest.ru