Курсовая работа: Расчет привода с трехступенчатым редуктором
Курсовая работа: Расчет привода с трехступенчатым редуктором
МИНИСТЕРСТВО
ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ
ДОНЕЦКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ
ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра «Детали машин »
КУРСОВОЙ
ПРОЕКТ
По
дисциплине: «Детали машин »
На тему:
«Расчет привода с трехступенчатым редуктором»
Разработал
студент гр. КПМОпр-08
Котлярова О
Руководитель
Нечепаев В.А.
Донецк
2010
РЕФЕРАТ
Курсовой проект содержит:
24 страницы, 4 рисунка, 5 использованных источников.
В курсовом проекте
рассмотрена работа основных узлов привода произведены расчеты основных деталей
механизма, расчет быстроходной ступени трехступенчатого цилиндрического
редуктора, выбор полумуфты, расчет шпоночного соединения и выбор подшипников
качения.
расчет
на прочность, ПЕРЕДАТОЧНОЕ ОТНОШЕНИЕ, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ, ЗУБЧАТОЕ
зацепление, контактные напряжения, ОПОРНЫЕ РЕАКЦИИ, шпоночное соединение,
подшипник качения.
Содержание
Введение
1.Схема привода и его описание
2. Определение мощности электродвигателя и его выбор
3. Кинематический расчет привода
4. Определение нагрузок по ступеням
5. Выбор материала зубчатых колёс и определение допустимых
напряжений
6. Расчет зубчатых передач
7. Расчет геометрических параметров валов редуктора
8 Проверочный расчет шпонки
9 Выбор муфт
10 Выбор подшипников на выходном вал
11. Определение размеров корпуса редуктора и необходимых
конструктивных размеров шестерни выходного вала
12 Выбор смазки редуктора
Выводы
Список используемой литературы
Введение
Технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере
определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения
осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных
процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.
Государством перед
машиностроением поставлена задача значительного повышения эксплуатационных и
качественных показателей при непрерывном росте объема ее выпуска.
Одним из направлений
решения этой задачи является совершенствование конструкторской подготовки
студентов высших учебных заведений.
Выполнением курсового
проекта по «Деталям машин» завершается общетехнический цикл подготовки
студентов. При выполнении моей работы активно используется знания из ряда
пройденных предметов: механики, сопротивления материалов, технологий металлов и
др.
Объектом курсового
проекта является привод с цилиндрическим трёхступенчатым редуктором с
раздвоенной быстроходной ступенью, использующие большинство деталей и узлов
общего назначения.
1.Схема привода и его
описание
В данном курсовом проекте
рассмотрен привод представленный на рисунке1.1.
Рис. 1.1. Схема привода.
Данный привод состоит из:
1-
двигатель
2-
муфта МУВП
3-
шевронная
цилиндрическая передача
4-
косозубая
цилиндрическая передача
5-
прямозубая
цилиндрическая передача
6-
зубчатая муфта
7-
рабочий орган
Технические
характеристики привода:
- мощность на рабочем
органе привода Pвых=13кВт
- частота вращения вала
двигателя nдв=1000об/мин
- передаточное число
редуктора i=46
2. Определение мощности электродвигателя
и его выбор
В данном разделе
производится выбор эл/двигателя.
Мощность привода
определяется по формуле:
где, ηпривода-
КПД привода.
КПД привода определяется
из соотношения:
где, η1 -
КПД зубчатой передачи (0.97)
η2 - КПД
одной пары подшипников (0.99);
η3 - КПД
муфты (0.98).
В результате получаем:
В итоге можно выбрать
эл/двигатель [2] – АИР 200L12/6 (n=1000об/мин, P=17кВт).
3. Кинематический расчет
привода
В данном разделе производится
разбивка общего передаточного числа по ступеням.
Для быстроходной ступени
передаточное число вычисляем из соотношения:
u1=(1,1…1,5) ;
u1=1,1=7.46
По ГОСТ 21426-75 выбираем
стандартное значение передаточного числа – 7.1.
Вычислим передаточное
число промежуточной ступени редуктора, для этого определим общее передаточное
число для промежуточной и тихоходной ступени
uобщ=uр/u1;
uобщ=46/7.1=6,48
Определим передаточное
число промежуточной ступени редуктора:
u2=(1,1…1,5) ;
u2=1,1=2.8
По ГОСТ 21426-75 выбираем
стандартное значение передаточного числа – 2.8.
Определим значение
передаточного числа тихоходной ступени редуктора:
По ГОСТ 21426-75 выбираем
стандартное значение передаточного числа – 2.24.
Уточняем передаточное
число редуктора:
uр=u1 u2 u3
uр=7.1ּ 2.8ּ2.24=44.5
4. Определение нагрузок
по ступеням
4.1 Определение мощностей
на каждом валу
Мощность на приводном валу:
Pпр=Рвхּ η3ּ
η2
Pпр=17ּ0.98ּ0.99=16.5кВт
Мощность на первом
промежуточном валу
Pпп=Рпр
ּ η2 1 η2
Pпп=16.5ּ0.972 0.99=15.4кВт
Мощность на втором
промежуточном валу
Pвп=Рпп
ּ η 1 η2
Pвп=15.4ּ0.97ּ0.99=14.8кВт
Мощность на выходном
валу:
Pв=Рвп
ּ η 1 η2
Pв=14.8ּ0.97ּ0.99=14.2кВт
Мощность на рабочем
органе:
Pвых=Рвп
ּ η3
Pвых=14.2ּ0.98=13.9кВт
4.2 Определение крутящих
моментов на валах привода
Крутящий момент на валу
двигателя:
Тдв=Рдв/ω;
где ω – частота
вращения двигателя определяемая из соотношения:
.;
Т.е. вращающий момент на
валу двигателя получаем:
Тдв=17∙103/105=162Н∙м
Крутящий момент на
приводном валу:
Твх=Тдв∙η3;
Твх=162∙0.98=159Нм
Крутящий момент на первом
промежуточном валу
Тпп=Твх u1 η2 1 η2
Tпп=159ּ7.1ּ0.972 0.99=1052Нм
Крутящий момент на втором
промежуточном валу
Твп=Тппuּ2
η 1 η2
Pвп=1052ּ2.8ּ0.97ּ0.99=2827Нм
Крутящий момент на
выходном валу:
Тв=Твп uּ3 η 1 η2
Тв=2827ּ2.24ּ0.97ּ0.99=6081Нм
Крутящий момент на
рабочем органе:
Твых=Рв ּ η3
Твых=6081ּ0.98=5959Нм
4.2 Определение скоростей
на валах привода
Скорость на приводном валу:
ωвх=
ωдв=105с-1;
Скорость на первом
промежуточном валу
ωпп=ωвх u1
ωпп=105/7.1ּ=14.8с-1
Скорость на втором
промежуточном валу
ωвп=ωпп/u2
Pвп=14.8/2.8=5.3c-1
Скорость на выходном
валу:
ωв=ωвп /u3
ωв=5.3/2.24=2.4c-1
Скорость на рабочем
органе:
ωвых=ωв =2.4 c-1
Полученные данные сведем
в таблицу 4.1:
|
Вал
двигателя
|
Приводной
вал
|
Первый
промежуточный
вал
|
Второй
промежуточный
вал
|
Выходной
вал
|
Рабочий
орган
|
Мощность, P, кВТ |
17 |
16.5 |
15.4 |
14.8 |
14.2 |
13.9 |
Крутящий момент, Т, Нм |
162 |
159 |
1052 |
2827 |
6081 |
5959 |
Скорость вращения, ω, с-1
|
105 |
105 |
14.8 |
5.3 |
2.4 |
2.4 |
5. Выбор материала
зубчатых колёс и определение допустимых напряжений
5.1 Выбор материала
зубчатых колес
Поскольку зубчатому
зацеплению приходится передавать большие крутящие моменты то необходимо
выбирать материал с твердостью поверхности ≥350НВ. Т.е. выбираем для
шестерни материал сталь 45 с объёмной закалкой и твёрдостью поверхности зубьев
37HRC, для колеса выбираем сталь 40 с
поверхностной закалкой и твёрдостью зубьев 38HRC.
5.2 Определяем контактное
напряжение:
Допускаемые контактные напряжения при расчетах па
прочность определяются отдельно для зубьев шестерни [σ]Н1 и
колеса [σ]Н2
в следующем порядке.
а) Определить
коэффициент долговечности KHL:
где NHO - число циклов
перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости (в данном случае 36.4);
N - число циклов
перемены напряжений за весь срок службы (наработка).
N=573ωLh
Здесь ω
— угловая скорость соответствующего вала, с-1;
Lh—срок службы
привода (ресурс), ч (5000).
В результате
получаем:
Для зубчатых
колес на входном валу:
N=573∙105∙5000=3.01∙108
Для зубчатых колес на первом
промежуточном валу:
N=573∙14.8∙5000=4.24∙107
Для зубчатых колес на втором
промежуточном валу:
N=573∙5,3∙5000=1,5∙107
Для зубчатых
колес на выходном валу:
N=573∙2.4∙5000=6.9∙106
Поскольку во
всех случаях N≥Nно то принимаем KHL=1.
б) Определяем
допускаемые контактные напряжения по формуле
[σ]н=(14∙HRC+170)kHL;
-для шестерни
[σ]н=(14∙37+170)1
=688МПа
-для зубчатого колеса
[σ]н=(14∙38+170)1
=702МПа
5.3 Определение допускаемых
напряжений изгиба
Проверочный расчет зубчатых колес
определяется по допускаемым предельным напряжениям, которые определяются в
следующем порядке:
а) Определить
коэффициент долговечности KHL:
где NFO - число циклов
перемены напряжений, для всех сталей равен 4∙106.
Поскольку во
всех случаях N≥NHL то принимаем KHL=1.
б) определяем допустимые
напряжения изгиба:
[σ]f=[σ]f0 KHL
В данном случае выбираем[σ]f0=310, т.е.
[σ]f=310∙1=310МПа
6. Расчет зубчатых
передач
6.1 Определение
межосевого расстояния
Межосевое расстояние
определяется по формуле:
где
а) Ка
-вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач Ка = 43. для
прямозубых- Ка = 49.5;
б) ψа=b2/aw - коэффициент
ширины венца колеса, равный 0,28...0,36 -для шестерни, расположенной
симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых
цилиндрических редукторах; ψа = 0,2...0,25 - для шестерни,
консольно расположенной относительно опор в открытых передачах;
в) u - передаточное число редуктора или открытой передачи
г) Т2 - вращающий момент на тихоходом валу редуктора
д) [σ]н - допускаемое контактное
напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное
напряжение. Н/мм2;
е) Кнв
- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся
зубьев Кнв.
Полученное
значение межосевого расстояния aw для нестандартных передач округлить
до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров.
Определим значение
межосевого расстояния первой ступени.
Поскольку первая передача
шевронная раздвоенная то в данном случае Т2=Твх/2=1052/2=526Нм
Определим значение
межосевого расстояния второй ступени
Определим значение
межосевого расстояния третей ступени
6.2 Определение модуля
зацепления
Модуль зацепления
определяется по формуле:
, мм
где Кт –
вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач Кт=6,8, для
косозубых Кт=5,3;
d2=2awu/(u+1) – делительный
диаметр колеса, мм;
b2=ψ∙aw – ширина венца. мм;
[σ]f - допускаемое напряжение изгиба
материала колеса с менее прочным зубом.
В итоге получаем:
- первая ступень:
d2=2∙155∙7,1/(7,1+1)=272мм
b2=0,25∙155=39мм
Выбираем значения модуля
из стандартного ряда m=1.75мм
-вторая ступень:
d2=2∙237∙2.8/(2.8+1)=350мм
b2=0,28∙237=66.4мм
Выбираем значения модуля
из стандартного ряда m=4.5мм
-третья ступень:
d2=2∙348∙2.24/(2.24+1)=401мм
b2=0,28∙348=97.4мм
Выбираем значения модуля
из стандартного ряда m=7мм
6.3 Определение угла
наклона зубьев
Угол наклона зубьев
определяется по формуле:
Определим угол наклона
зубьев первой ступени:
Определим угол наклона
зубьев второй ступени:
6.4 Определение числа
зубьев
Определение суммарного
числа зубьев
- для прямозубых колес
(третья ступень):
zΣ= z1+z2=2aw/m
zΣ=2∙348/7=99.4
Выбираем количество
зубьев 99.
-для косозубых колес
(первая и вторая ступень)
zΣ= z1+z2=2awсоsβ/m
zΣ1= z1+z2=2∙155соs9/1.75=175
zΣ2= z1+z2=2∙237соs14/4.5=102
Определяем число зубьев
шестерни и колеса:
z2= zΣ-z1
Для первой ступени:
Принимаем 22 зуба
z2= 175-22=153
Для второй ступени:
Принимаем 27 зубьев.
z2= 102-27=75
Для третьей ступени:
Принимаем 31 зуб.
z2= 99-31=68
6.5 Определение
фактического передаточного числа
Определим фактическое
передаточное число uф и проверим его отклонение Δu по формулам:
uф=z2/z1
Для первой ступени:
uф=153/22=6.95
Для второй ступени:
uф=75/27=2.78
Для третьей ступени:
uф=68/31=2,19
6.5 Определение основных
геометрических параметров передач
Геометрические параметры
передач определяются по формулам.
Параметр |
Шестерня |
Колесо |
прямозубая |
косозубая |
прямозубая |
косозубая |
Диаметр |
делительный |
d1=m∙z1
|
d1=m∙z1∙cosβ
|
d1=m∙z2
|
D2=m∙z2∙cosβ
|
Вершин зубьев |
dв1=d1+2∙m
|
dв2=d2+2∙m
|
Впадин зубьев |
df1=d1-2.4∙m
|
df2=d2-2.4∙m
|
Ширина венца |
b1=b2+(2..4)мм
|
b2=ψ∙aw
|
Рассчитаем геометрические
параметры первой передачи
Параметр |
Шестерня |
Колесо |
Диаметр |
делительный |
d1=1.75∙22cos9=40мм
|
d2=1.75∙153∙cos9=265мм
|
Вершин зубьев |
dв1=40+2∙1,75=43.5
|
dв2=265+2∙1.75=268.5мм
|
Впадин зубьев |
df1=40-2.4∙1.75=35.8
|
df2=265-2.4∙1.75=260.8мм
|
Ширина венца |
b1=40+(2..4)=42мм
|
b2=0.25∙155≈40мм
|
Рассчитаем геометрические
параметры второй передачи
Параметр |
Шестерня |
Колесо |
Диаметр |
делительный |
d1=4.5∙27∙cos14=118мм
|
D2=4.5∙75∙cos14=327мм
|
Вершин зубьев |
dв1=118+2∙4.5=127
|
dв2=327+2∙4.5=336
|
Впадин зубьев |
df1=118-2.4∙4.5=107
|
df2=327-2.4∙4.5=316мм
|
Ширина венца |
b1=65+(2..4)=67мм
|
b2=0.28∙237≈65мм
|
Страницы: 1, 2
|