|
Курсовая работа: Проектирование индивидуального приводаКурсовая работа: Проектирование индивидуального приводаКафедра “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 РАСЧЕТИсходные 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 НАПРЯЖЕНИЙВыбираю 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 ПЕРЕДАЧИПроектный расчетРасчет 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:
Размещаем подшипники ведущего и ведомого валов в средней опоре, приняв расстояние между их торцами 10 мм. Намечаем ширину средней опоры t, считая, что каждый подшипник углублен от края опоры на 5 мм: . Принимаю зазоры между торцами колес и внутренней стенкой корпуса Вычерчиваю зубчатые колеса в виде прямоугольников и очерчеваю внутреннюю стенку корпуса. Размещаю подшипники в корпусе редуктора, углубив их от внутренней стенки корпуса на 3…5 мм. 5. РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА Исходные данные: - крутящий момент на выходном (тихоходном) валу редуктора: Т4=869 Н∙м; - частота вращения вала: n4= 50 мин-1; - материал вала – сталь 45 нормализованная - делительный диаметр зубчатого колеса, насаженного на вал: d4=365 мм; - рабочая ширина колеса тихоходной ступени b4= 50 мм. Проектный расчет вала Усилия в зацеплении: окружное радиальное Расстояние между опорами: l=125 мм. Расстояние между муфтой и правым подшипником f=74 мм. Диаметр выходного конца вала: dB4= 55 мм; l= 82 мм. Диаметр вала под подшипниками: dn= 60 мм. Диаметр вала под зубчатым колесом: d= 65 мм. Определяю реакции в вертикальной плоскости: Н; Н. Изгибающие моменты в вертикальной плоскости: Определяю реакции в горизонтальной плоскости: Н; Знак (-) показывает, что реакция Вх на схеме направлена в противоположную сторону. Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости. Суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении (там, где насажено зубчатое колесо). Суммарные реакции в опорах: Страницы: 1, 2 |
|
|||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
|
Рефераты бесплатно, реферат бесплатно, сочинения, курсовые работы, реферат, доклады, рефераты, рефераты скачать, рефераты на тему, курсовые, дипломы, научные работы и многое другое. |
||
При использовании материалов - ссылка на сайт обязательна. |