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.

Намечаем ширину средней опоры t, считая, что каждый подшипник углублен от края опоры на 5 мм:

Страницы: 1, 2