Курсовая работа: Проектирование индивидуального привода
Курсовая работа: Проектирование индивидуального привода
Кафедра “Основы проектирования машин”
Курсовой проект
«Проектирование привода индивидуального»
Содержание
Введение
1 Энергетический и кинематический
расчёт
2 Выбор материала и определение
допускаемых напряжений
3 Расчет тихоходной передачи
4 Эскизная компоновка редуктора и
определение компоновочных размеров
5 Расчет тихоходного вала
6 Расчет и подбор шпоночных соединений
7 Выбор и расчет муфты привода
8 Составление ведомости посадок
сопряженных размеров
9 Система смазки редуктора
10 Расчет клиноременной передачи
11 Заключение
12 Список использованных источников
Введение
Привод
– совокупность механических передач, предназначенных для преобразования
параметров движения двигателя при передаче исполнительным органам машины.
Энергия, необходимая для приведения в действие машины может быть передана от
вала двигателя непосредственно от двигателя возможна в случаях, когда частота
вращения вала машины совпадает с частотой вращения двигателя. В остальных
случаях применяют механические передачи. Из всех видов передач зубчатые 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
из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне
скоростей и передаточных отношений.
Проектируемый
привод состоит из:
-
электродвигатель поз. 40 (марка АИР112М4; Р= 5,5 кВт; n=
1500 мин-1);
-
редуктор двухступенчатый цилиндрический поз. 1 (u=
29; Tmax=
869 Н∙м).
Двигатель
с редуктором соединяются посредством клиноременной передачи.
1 ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
Исходные
данные:
Pвых.= 4 кВт – мощность на выходном валу;
nвых.= 50 мин-1 – частота
вращения выходного вала;
Lгод.= 5 лет;
Ксут.=
0,29;
Кгод.=
0,5
Определим
общий КПД привода:
,
где
- КПД
ременной передачи;
- КПД
зубчатой передачи;
- КПД пары
подшипников качения.
Требуемая
мощность электродвигателя:
кВт
Определяем
оценочное передаточное отношение привода:
,
где
-
передаточное отношение клиноременной передачи;
для двухступенчатого соосного редуктора – передаточные
числа быстроходной и тихоходной ступеней.
Частота
вращения двигателя исходя из приближенного общего передаточного отношения:
мин-1.
По
табл. П1 [2] принимаю электродвигатель, ближайший по мощности:
АИР112М4,
для которого Рдв.= 5,5 кВт, n=1450 мин-1.
Окончательное
передаточное отношение привода:
U1 принимаю в соответствии со
стандартным рядом
Uред.=U2 ∙U3=3,15∙3,15=9,92, тогда
передаточное число ременной передачи:
Определение
частот вращения и угловых скоростей валов привода.
n=1450
мин-1; c-1,
Вал
II:
мин-1;
c-1,
Вал
III:
мин-1;
c-1,
Вал
IV:
мин-1;
c-1.
Определение
вращающих моментов на валах привода.
Н∙м;
Вал
II:
Н∙м;
Вал
III:
Н∙м;
Вал
IV:
Н∙м.
2 ВЫБОР МАТЕРИАЛА И ОПРЕДЕЛЕНИЕ
ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ
Выбираю
материалы со средними механическими характеристиками. По табл. 3.3 [1] принимаю
для шестерен сталь 45 улучшенную с твердостью НВ260, для колес сталь 45
улучшенную с твердостью НВ230.
Допускаемые
контактные напряжения по формуле 3.9[1] при проектном расчете:
.
Здесь
предел контактной выносливости при базовом числе циклов принимаю по табл. 3.2 [1]:
;
коэффициент
долговечности при длительной эксплуатации редуктора КHL=1;
коэффициент
запаса прочности =1,15;
Принимаю
коэффициент нагрузки для случаев несимметричного расположения колес ;
Коэффициент
ширины венцов по межосевому расстоянию для быстроходной ступени:
;
для
тихоходной ступени:
(как более нагруженной)
3 РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Проектный расчет
Расчет
начинаю с тихоходной ступени, как наиболее нагруженной. Редуктор – соосный,
поэтому межосевые расстояния ступеней равны:
.
Межосевое
расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев.
мм;
Принимаю
по стандарту мм.
Нормальный
модуль mnT = (0,01…0,02)∙аwT=(0,01…0,02)∙125=1,25…2,5.
Принимаю mnT =2,5 мм.
Определю
число зубьев шестерни и колеса. Так как тихоходная передача представляет собой
передачу с внутренним зацеплением, то
, откуда
;
Число
зубьев шестерни:
;
Принимаю
z3=46, тогда число зубьев колеса:
z4=100+46=146.
Основные
размеры шестерни и колеса.
Диаметры
делительные:
d3=mz3=2,5∙46=115 мм;
d4=mz4=2,5∙146=365 мм.
Диаметры
вершин зубьев:
da3=d3+2mnT=115+2∙2,5=120 мм;
da4=d4 - 2mnT=365-2∙2,5=360 мм.
Ширина
колеса:
мм.
Ширина
шестерни:
мм.
Определю
коэффициент ширины шестерни по диаметру:
.
Окружная
скорость колес тихоходной ступени:
м/с.
При
данной скорости назначаю согласно табл. 3.11 [2] седьмую степень точности.
ПРОЕКТНЫЙ
РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНИ.
Из
условия соосности мм.
Коэффициент
.
Допускаемое контактное напряжение для материала колеса такое же, как в
тихоходной ступени: .
Нормальный
модуль принимаю mn=2
мм.
Число
зубьев шестерни и колеса:
;
где
.
z2
= zC – z1 = 125 – 30 = 95.
Основные
размеры шестерни и колеса:
мм;
мм;
мм;
мм;
мм;
мм.
Окружная
скорость колес быстроходной ступени и степень точности передачи:
м/с.
Назначаю
восьмую степень точности.
Проверочный расчет передач.
Расчет
тихоходной ступени. Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:
;
Здесь
по табл. 3.5, 3.6 и 3.9 значения коэффициентов:
Проверяем
контактные напряжения:
;
.
Силы,
действующие в зацеплении тихоходной ступени.
Окружная
сила:
Н;
Радиальная
сила:
Н.
Проверка
зубьев тихоходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба:
Определю
коэффициент нагрузки КF=KFβ∙KFγ=1.37∙1.15=1.57;
здесь
KFβ=1,37 (табл. 3.7 [1]);
KFγ=1.15 (табл. 3.8 [1]).
Коэффициент
прочности зуба по местным напряжениям YF выбираем в зависимости от чисел зубьев:
для
шестерни z3=62, YF3=3,62;
для
колеса z4=187, YF4=3,6.
Допускаемое
напряжение по формуле (3.24 [1]):
.
По
табл. 3.9 [1] для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле
изгиба:
;
для
шестерни ;
для
колеса .
Коэффициент
запаса прочности , по табл. 3.9 [1]:
;
;
.
Допускаемые
напряжения и отношения :
для
шестерен:
; ;
для
колеса:
; .
Найденное
отношение меньше для колеса. Следовательно дальнейшую проверку проводим для
зубьев колеса.
.
Проверочный расчет быстроходной передачи.
Коэффициент
нагрузки КН:
;
Проверяем
контактные напряжения:
что
типично для быстроходных ступеней.
Силы
в зацеплении:
Проверяем
зубья по напряжениям изгиба:
Для
этого определяю коэффициент нагрузки:
КF=KFβ∙KFγ=1∙1.45=1.45;
для
z1=30; YF1=3.8;
z2=95; YF2=3.6.
Допускаемое
напряжение:
Для
стали 45 улучшенной:
;
для
шестерни ;
для
колеса .
Коэффициент
запаса прочности , по табл. 3.9 [1]:
;
;
.
Допускаемые
напряжения и отношения :
для
шестерен:
; ;
для
колеса:
; .
Дальнейшую
проверку проводим для колеса, так как для него меньше.
Проверяем
зуб колеса:
.
4.
ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА И ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОМПОНОВОЧНЫХ РАЗМЕРОВ
Предварительный
расчет валов.
Из
выше приведенных расчетов крутящие моменты в поперечных сечениях валов:
Вал
I:
Н∙мм;
Вал
II:
Н∙мм;
Вал
III:
Н∙мм;
Вал
IV:
Н∙мм.
Диаметр
выходного вала I при .
;
dдв=32 мм;
Диаметр
вала под шкивом: 32 мм.
Диаметр
вала II под шкивом:
.
Принимаем
dдв=32 мм;
Диаметры
шеек под подшипники dП2=35 мм.
Диаметры
под ведущей шестерней dК1=40 мм.
У
промежуточного вала III расчетом на
кручение определяю диаметр опасного сечения под шестерней z3 по пониженным допускаемым напряжениям :
.
Принимаю
диаметр под шестерней z3 – 45 мм, под подшипниками , под колесом ;
Ведомый
вал IV рассчитываем при .
Диаметр
выходного конца вала:
.
Принимаю
; диаметр под подшипниками dn4=60 мм;
диаметр
под колесом dK4=65 мм.
Конструктивные
размеры шестерен и колес.
Быстроходная
ступень.
шестерня:
d1= 60 мм;
d2= 64 мм;
b1= 38 мм;
df= d1 – 2.5mn= 55;
dK1=40
мм;
- расстояние х меньше 2,5∙2= 5, поэтому принимаю
вал-шестерню.
колесо:
d2= 190 мм;
da2=
194 мм;
b2= 32 мм.
Диаметр
и длина ступицы колеса:
;
.
Принимаю
.
Толщина
обода ;
Принимаю
;
Толщина
диска с = 0,3∙b2 = 0.3∙32=9,6.
Принимаю
с= 9мм.
Тихоходная
ступень.
шестерня:
d3= 115 мм;
dа3= 120 мм;
b3= 58 мм;
dK3=45
мм;
.
Принимаю
.
Колесо:
d4= 365 мм;
da4=
360 мм;
b4= 50 мм.
dK4=65
мм;
;
.
Принимаю
;
с
= 0,3∙b4 = 0.3∙50=15 мм.
Конструктивные
размеры корпуса редуктора.
Толщина
стенок:
;
.
Принимаю
.
Толщина
фланцев:
Размеры
остальных элементов корпуса и крышки определю по данным табл. 8.3 [1] и данных
в таблицах [4].
Первый
этап компоновки редуктора.
Определяю
расстояние между опорами и положение зубчатых колес относительно опор.
Чертеж
выполняю тонкими линиями масштаб 1:1.
Выбираю
способ смазки: зубчатые зацепления окунанием зубчатых колес в масляную ванну,
подшипники – тем же маслом за счет его разбрызгивания.
Последовательность
компоновки.
Проводим
две вертикальные осевые линии на расстоянии .
Ориентировочно
назначаю для валов шарикоподшипники легкой серии, подбирая их по диаметрам
посадочных мест:
Подшипник |
207 |
210 |
212 |
d, мм |
35 |
50 |
60 |
В, мм |
17 |
20 |
22 |
Размещаем
подшипники ведущего и ведомого валов в средней опоре, приняв расстояние между
их торцами 10 мм.
Страницы: 1, 2, 3
|