Проектування механічних передач

[ виправити ] текст може містити помилки, будь ласка перевіряйте перш ніж використовувати.

скачати

Зміст

Введення

Вихідні дані

1. Розрахунок терміну служби приводного пристрою

2. Вибір двигуна. Кінематичний розрахунок приводу

3. Вибір матеріалів зубчастих передач. Визначення допустимих напружень

4. Розрахунок закритою конічної зубчастої передачі

5. Розрахунок клиноремінною передачі

6. Визначення сил в зачепленні закритих передач

7. Розрахунок валів

8. Попередній вибір підшипників

9. Визначення розмірів муфти

Список літератури

Введення

У машинобудуванні знаходять широке застосування редуктори, механізми, що складаються з зубчастих або черв'ячних передач, виконаних у вигляді окремого агрегату і служать для передачі потужності від двигуна до робочої машини. Кінематична схема приводу може включати, крім редуктора, відкриті зубчасті передачі, ланцюгову або ремінну передачу.

Призначення редуктора - зниження кутової швидкості та підвищення обертаючого моменту веденого вала в порівнянні з валом ведучим. Механізми, що служать для підвищення кутової швидкості, виконані у вигляді окремих агрегатів, називають мультиплікатори.

Конструктивно редуктор складається з корпусу (литого, чавунного або зварного сталевого), в якому містяться елементи передачі - зубчасті колеса, вали, підшипники і т.д.

Редуктор проектують або для приводу певної машини, або за заданим навантаженням (моменту на вихідному валу) і передавальному числу без зазначення конкретного призначення.

Привід передбачається розміщувати в закритому, опалювальному, вентильованому приміщенні, забезпеченим підведенням трифазного змінного струму.

Привід до горизонтального валу складається з циліндричного редуктора, швидкохідний вал якого з'єднаний з двигуном ремінною передачею, а на тихохідному валу розташовується компенсує муфта.

Вихідні дані

Тягова сила F, 3,2 кН

Швидкість тягового ланцюга v, 0,5 м / с

Крок тягового ланцюга р, 80 мм

Кількість зубів зірочки z 7

Допустиме відхилення швидкості ланцюга δ, 4%

Термін служби приводу L r, 5 років

Схема 3 Привід до скребкового транспортеру виконання 2

1-двигун, 2 - Кліноременная передача, 3 - редуктор, 4 - пружна муфта з торообразной оболонкою; 5 - провідна зірочка конвеєра; 6 - тяговий ланцюг.

  1. Розрахуємо термін служби приводного пристрою

Термін служби (ресурс) L h, ч, визначаємо за формулою

де L r - термін служби приводу, років; t c - тривалість зміни, год; L c - число змін; Кс - коефіцієнт змінного використання,

Визначаємо ресурс приводу при двозмінній роботі з тривалістю зміни 8 годин.

ч

Приймаються час простою машинного агрегату 20% ресурсу.

ч.

Робочий ресурс приводу приймаємо 23 * 10 3 ч.

  1. Вибір двигуна. Кінематичний розрахунок приводу

1). Визначаємо потужність і частоту обертання двигуна

Потужність двигуна залежить від необхідної потужності робочої машини, а його частота обертання - від частоти обертання привідного валу робочої машини.

Визначаємо необхідну потужність робочої машини

кВт

де F - тягова сила ланцюга, кН, v - швидкість тягового ланцюга м / с.

Визначаємо загальний коефіцієнт корисної дії (ККД) приводу:

де η рп - ККД пасової передачі; η зп - ККД зубчастої передачі; η м - ККД муфти; η п - ККД опор приводного валу;

З таблиці беремо: η рп - 0,96; η зп - 0,97; η м - 0,98; η п - 0,99;

Знаходимо необхідну потужність електродвигуна:

кВт

Виберемо двигун серії 4А з номінальною потужністю Р ном = 2,2 кВт, застосувавши для розрахунку чотири варіанти типу двигуна:

Таблиця 1

Варіант

Тип двигуна

Номінальна потужність

P ном, кВт

Частота обертання, об / хв




синхронна

При нормальному режимі n ном

1

4АВ80В2У3

2,2

3000

2850

2

4АМ90 L4 У3

2,2

1500

1425

3

4АМ100 L6 У3

2,2

1000

950

4

4АМ112МА8У3

2,2

750

700

2). Визначаємо передаточне число привода і його ступенів

Знаходимо частоту обертання приводного валу

м / с

де: v - швидкість тягового ланцюга м / с; z - число зубів ведучої зірочки; р - крок тягового ланцюга, мм.

Знаходимо загальне передавальне число для кожного варіанту:

Виробляємо розбивку загального передаточного числа, приймаючи для всіх варіантів передавальне число редуктора постійним u зп = 4

Таблиця 2

Передаточне число

Варіанти


1

2

3

4

Загальне для приводу u м / с

53,17

26,59

17,72

13,06

Ланцюгової передачі

13,29

6,65

4,43

3,23

Конічного редуктора

4

4

4

4

Аналізуючи отримані значення передавальних чисел приходимо до висновку:

а) перший варіант утрудняє реалізацію прийнятої схеми через велику передавального числа всього, приводу;

б) четвертий варіант не рекомендується для приводів загального призначення з за великий металоємності;

в) у другому варіанті вийшло велике значення передавального числа;

г) з розглянутих чотирьох варіантів важливіший третій: Тут передавальне число ланцюгової передачі можна змінити за рахунок допустимого відхилення швидкості і таким чином здобути середню прийнятне значення.

Визначаємо максимально допустиме відхилення частоти обертання:

об / хв

Визначаємо допустиму частоту обертання приводного валу прийнявши

, об / хв

звідси фактичне передавальне число привода

передавальне число ланцюгової передачі

Таким чином, вибираємо двигун 4АМ100 L 6УЗ (Р ном = 2,2 кВт, n ном = 950 об / хв); передавальні числа: приводу u = 18, редуктора u зп = 4, ланцюгової передачі u оп = 4,5

3). Визначимо силові кінематичні параметри (двигуна), приводу

Розрахуємо потужність при Р дв = 1,81 кВт

Швидкохідний вал редуктора

кВт

Тихохідний вал редуктора

кВт

Вал робочої машини

кВт

де Р рм - потужність робочої машини

Расчитаем частоту обертання при n ном = 950 об / хв

Швидкохідний вал редуктора

об / хв

Тихохідний вал редуктора

об / хв

Вал робочої машини

об / хв

Розрахуємо кутову швидкість

Вал двигуна

1 / с

Швидкохідний вал редуктора

1 / с

Тихохідний вал редуктора

1 / с

Вал робочої машини

1 / с

Розрахуємо обертаючий момент

Вал двигуна

Н * м

Швидкохідний вал редуктора

Н * м

Тихохідний вал редуктора

Н * м

Вал робочої машини

Н * м

Таблиця 3

Силові та кінематичні параметри приводу

Параметр

Вал двигуна

Вал редуктора

Вал робочої машини



Бистоходн.

Тихохід.


Потужність

Р н, кВт

P ДВ = 1,81

P 1 = 1,738

P 2 = 1,669

P рм = 1,619

Частота обертання

n, об / хв

n ном = 950

n 1 = 214,4

n 2 = 60,28

n рм = 60,28

Кут. швидкість

ω, 1 / с

ω ном = 99,43

ω 1 = 22,44

ω 2 = 5,61

ω рм = 5,61

Момент T, Н * м

Т ДВ = 18,20

Т 1 = 76,63

Т 2 = 294,35

Т рм = 285,58

  1. Вибір матеріалів зубчастих передач. Визначення допустимих напружень

1). Вибираємо матеріал зубчастої передачі

а) Вибираємо марку сталі, твердість і термообробку

- Для шестірні беремо сталь 40ХН, термообробка - покращення і загартування ТВЧ, D перед = 200 мм S перед = 125мм; твердістю 48 ... 53HRC Еl, (460 ... 515 НВ 2);

-Для колеса беремо сталь 40ХН, термообробка - покращення, D перед = 315 мм S перед = 200 мм; твердістю 235 ... 262 НВ 2;

б) Визначаємо середню твердість зубців шестірні і колеса: для шестерні

HB1 cp = (НВ min - НВ max) / 2 = (460 + 515) / 2 = 487,5.

для колеса

HB 2cp = (НВ min - НВ max) / 2 = (235 + 262) / 2 = 248,5.

2). Визначаємо базові числа циклів навантаження при розрахунку на контактну міцність

для шестерні

для колеса

3). Дійсні числа циклів зміни напруг:

- Для колеса

- Для шестірні

де: n 2 - частота обертання колеса, хв -1; L h - час роботи передачі год; u - передавальне число щаблі.

4). Визначаємо коефіцієнт довговічності при розрахунку по контактним напруженням

де: N HG - базове число циклів; N - дійсне значення.

- Для шестірні

- Для колеса

5). Визначаємо число циклів зміни напруг

- Для шестірні

- Для колеса

6). Визначаємо допустиме контактне напруження відповідне числу циклів зміни напруг:

- Для шестірні

- Для колеса

7). Визначаємо допустима контактна напруга:

- Для шестірні

Н / мм 2

Н / мм 2

Так як

,

то косозубая передача розраховується на міцність за середнім допустимому контактному напрузі:

Н / мм 2

При цьому умови дотримується

Н / мм 2

8). Визначаємо допустимі напруження згину для зубів шестерні і колеса.

а) Розраховуємо коефіцієнт довговічності K FL.

де N FO - число циклів зміни напружень, відповідне межі витривалості, N FO = 4 * 10 6 для обох коліс.

- Для шестірні

- Для колеса

Так як N 1> N F01 і N 2> N FО2, то коефіцієнти довговічності K FL1 = 1, і K FL2 = l.

б) визначаємо напруга, що допускається вигину, відповідне числу циклів зміни напружень N F0:

- Для шестірні:

у припущенні, що m <3мм;

- Для колеса:

в) Визначаємо допустима напруга вигину:

- Для шестірні

- Для колеса

Таблиця 4

Механічні характеристики матеріалів зубчастої передачі

Елемент передачі

Марка стали

D перед

Термооб-работка

HRC е1ср

[Σ] Н

[Σ] F



S ghtl


HB 2ср

Н / мм 2

Шестерня

40Х

315/200

У + ТВЧ

50,5

877

310

Колесо

40Х

200/125

У

248,5

514,3

255,95

4. Розрахунок закритою конічної зубчастої передачі

1). Визначаємо зовнішній ділильний діаметр колеса d e2, мм:

де К н β - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця. Для прірабативающіхся коліс з прямими зубами К н β = 1;

θ Н - коефіцієнт виду конічних коліс. Для прямозубих коліс θ Н = 1.

Отримане значення зовнішнього ділильного діаметра колеса de2 для нестандартних передач округляємо до найближчого значення з ряду нормальних лінійних розмірів

2). Визначаємо кути ділильних конусів шестірні і колеса:

для колеса

для шестерні

3). Визначаємо зовнішнє конусний відстань R e, мм:

мм

4). Визначаємо ширину зубчастого вінця шестерні і колеса:

де ψ е = 0,285 - коефіцієнт ширини вінця.

Округлити до цілого числа з ряду R a 40, b = 42

5). Визначаємо зовнішній окружний модуль для прямозубих коліс:

де K F β - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця. Для прірабативающіхся коліс з прямими зубами K = l;

- Коефіцієнт виду конічних коліс. Для прямозубих.

6). Визначаємо число зубів колеса і шестерні

-Для колеса

-Для шестерні

7). Визначаємо фактичне передавальне число

перевіряємо його відхилення від заданого u.

%

8). Визначаємо дійсні кути ділильних конусів шестірні і колеса:

-Для колеса

-Для шестерні

9). Вибираємо коефіцієнт зміщення інструмента для прямозубой шестерні

НВ 1ср - НВ 2ср = 487,5-248,5 = 239

Так як 239> 100,

Те х 1 = х 2 = 0.

10). Визначаємо зовнішні діаметри шестерні і колеса, мм:

Ділильний діаметр шестірні

Ділильний діаметр колеса

Вершини зубів шестерні

Вершини зубів колеса

Западини зубів шестерні

Западини зубів колеса

11). Визначаємо середній ділильний діаметр шестірні й колеса:

-Для шестерні

-Для колеса

Перевірочний розрахунок

12). Перевіряємо придатність заготовок коліс.

Умова придатності заготовок коліс:

Діаметр заготовки шестерні

мм

Розмір заготівлі колеса

Відповідає

13). Перевіримо контактні напруги

де F t - окружна сила у зачепленні, Н рівна

До Н α - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами прямозубих коліс і коліс із круговими зубами; До Н α = 1

K Hv - коефіцієнт динамічного навантаження. Визначається за табл. в залежності від окружної швидкості коліс м / с, і ступеня точності передачі

443,72 ≤ 514,3

14). Перевіряємо напруги вигину зубів шестерні і колеса:

напруги вигину зубів шестерні

напруги вигину зубів колеса

де: K - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами прямозубих коліс K = l; K Fv - коефіцієнт динамічного навантаження; Y Fl і Y F2 - коефіцієнти форми зуба шестерні і колеса. Υ β-коефіцієнт, що враховує нахил зуба; Υ β = l;

4.15. Складаємо табличний відповідь

Таблиця 6

Проектний розрахунок

параметр

значення

параметр

значення

Зовнішнє конусний відстань R е

144.308

Зовнішній ділильний діаметр:

шестерні d е1

колеса d е2



69,273

280,314

Зовнішній окружний модуль m e

1.611



Ширина зубчастого вінця b

42

Зовнішній діаметр окружності вершин:

шестерні d ае1

колеса d ае2



70,401

281,087

Вид зубів

Прямозубі



Кут ділильного конуса:

шестерні δ 1

колеса δ 2


13,8796

76,1204

Зовнішній діаметр окружності западин:

шестерні d fe 1

колеса d fe 2



65,519

279,387

Кількість зубів:

шестерні z 1

колеса z 2


43

174

Середній ділильний діаметр:

шестерні d 1

колеса d 2


59,367

240,229

5. Розрахунок клиноремінною передачі

1). Вибираємо перетин ременя прі.

Р ном = 2,2 кВт n ном = 950 об / хв

Вибираємо ділянку А

2). Визначаємо мінімально допустимий діаметр ведучого шківа d min, мм. при Т двиг = 18,20 Н * м, d хв = 90 мм

3). Задаємося розрахунковим діаметром ведучого шківа d 1 = 100 мм.

4). Визначаємо діаметр веденого шківа d 2, мм:

де u - передавальне число відкритої передачі; ε - коефіцієнт ковзання ε = 0.01 ... 0,02.

5). Визначаємо фактичне передавальне число u ф

перевіряємо його відхилення від заданого

умови дотримуються.

6). Визначаємо орієнтовне міжосьова відстань а, мм:

де h - висота перерізу клинового ременя h = 8 мм.

, мм

7). Визначаємо розрахункову довжину ременя l мм:

Вибираємо довжину ременя l = 1600 мм

8). Уточнюємо значення міжосьової відстані за стандартною довжині

для полегшення надягання ременя на шків

для натягування ременів

9). Визначаємо кут обхвату ременем ведучого шківа α 1 град:

відповідає

10). Визначаємо швидкість ременя v, м / с:

м / с

де [v] - що допускається швидкість, м / с для клинових ременів [v] = 25м / с;

11). Визначаємо частоту пробігів ременя U, с -1:

с -1?, U ≤ 30

12). Визначимо допустиму потужність, що передається одним клиновим ременем

де - Що допускається наведена потужність, що передається одним клиновим ременем. С - поправочні коефіцієнти.

З р = 1 (спокійна), З α = 0,89, З l = 0,95, З z = 0,95, = 0,72,

13). Визначимо кількість клинових ременів

шт

14). Визначимо силу попереднього натягу одного клинового ременя Fo, H:

Н

15). Визначимо окружну силу, передану комплектом клинових ременів F t, H:

Н

16). Визначимо сили натягу ведучої і веденої гілок, Н:

Провідна галузь

Н

Ведена гілка

Н

17). Визначимо силу тиску на вал F o n, H:

Н

Перевірочний розрахунок

18). Перевіряємо міцність одного клинового ременя за максимальними напруженням в перетині провідною гілки

а) σ 1 - напруга розтягування Н / мм 2

Н / мм 2

б) σ і - напруга вигину Н / мм 2

, Н / мм 2

де Е і = 80 ... 100 - модуль пружності при згині прогумованих ременів

в) σ v - напруга відцентрових сил Н / мм 2

Н / мм 2

Ρ = 1250 ... 1400 кг / мм 3

г) [σ] р - допустиме напруження розтягування Н / мм 2

[Σ] р = 10 Н / мм 2

Отримані дані занесемо в таблицю

Таблиця 7

параметр

значення

параметр

значення

Тип ременя

Клиновий

Число пробігів ременя

U, 1 / c

1,429

Перетин ременя

138

Діаметр ведучого шківа d 1

100

Кількість ременів z

4

Діаметр веденого шківа d 1

450

Міжосьова відстань α

320

Максимальна напруга σ, Н / мм 2

9,9

Довжина ременя

l

1600

Початкова напруга ременя

F 0 Н / мм 2

445,55

Кут охоплення малого шківа

α град

139,6

Сила тиску ременя на вал F оп, Н

345

6. Визначення сил в зачепленні закритих передач

Конічна з круговим зубом.

Визначаємо сили в зачепленні

а) окружна на колесі

окружна на шестерні

б) радіальна на шестерні

y r - коефіцієнт радіальної сили

радіальна на колесі

в) осьова на шестерні

y а - коефіцієнт осьової сили

осьова на колесі

7. Розрахунок валів

1). Розрахуємо перший ступінь валу під елемент відкритої передачі

де = 10 ... 20 Н / мм 2, М к - крутний момент рівний обертального моменту на валу. М к = Т 1 або Т 2 відповідно

Вал редуктора швидкохідний

Вал редуктора тихохідний

Вал редуктора швидкохідний

під шестерню

Вал редуктора тихохідний

під напівмуфту

2). Розрахуємо другий ступінь валу під ущільнення кришки і отвором і підшипник

для швидкохідної t = 2,5, для тихохідної t = 2,8

- Для вала шестерні швидкохідної

- Для колеса тихохідного

Для швидкохідного

Для тихохідного

3). Розрахуємо третю сходинку під шестерню, колесо

Для швидкохідного

4). Розрахуємо четверту сходинку під підшипник

Для швидкохідного

l 4 = B l 4 = 100

Для тихохідного

l 4 = T l 4 = 20

8. Попередній вибір підшипників

312 d = 50 D = 100 В = 27 r = 3 для кулькових

7208 d = 40 D = 80 Т = 20 в = 3 l = 16 α = 14 для роликових і конічних підшипників

  1. Визначення розмірів муфти

Муфта пружна з торообразующей оболонкою ГОСТ 20884-82

d 1 = d = 45 D = 250

l ци = 84 l ци = 270

У = 0,25 D = 0.25 * 250 = 62.5 D = 0,75 D = 187.5

δ = 0.05 D = 12.5 C = 0.06 D = 15

D 0 = 0.5 D = 125 D 2 = 0.6 D = 150

d ст = 1.55 d = 69.75

Список використаної літератури

1 Чернавський С.А. та ін «Проектування механічних передач». Машинобудування, М.: 1976, 1984.

2 Решетов Д.Н. Деталі машин - М.: Машинобудування, 1989. - 496 с.

3 Шейнбліт А.Є. Курсове проектування деталей машин: Навчальний посібник для технікумів. - М.: Вища школа, 1991.

Додати в блог або на сайт

Цей текст може містити помилки.

Виробництво і технології | Курсова
113.7кб. | скачати


Схожі роботи:
Проектування приводу 2 Визначення механічних
Проектування будівлі блоку ремонтно механічних майстерень
Проектування будівлі блоку ремонтно-механічних майстерень
Проектування підприємства по відновленню шліцьових валів КПП провідних валів головних передач півосей
Трансдукція механічних стимулів
Перші проекти механічних магнітних і гідравлічних ppm
Дослідження механічних якостей сталі та стальних пружин
Аналіз передач електродвигуна
Мовна специфіка передач на ТБ
© Усі права захищені
написати до нас
Рейтинг@Mail.ru