Індивідуальний привід

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

скачати

Розрахунково-пояснювальна записка
до курсового проекту на тему
Індивідуальний привід

C одержание
1.2. Опис приводу
1. Кінематичний аналіз
2.1. Необхідні передавальні відносини
2.2. Максимальний момент. Вибір муфти
2.3. Вибір міжосьової відстані
2.4. Визначення чисел зубів
2.4.1. Числа зубів коліс і шестерень
2.4.2. Кількість зубів паразитної шестерні
2.5. Остаточне визначення частот обертання і
максимального моменту на виході коробки передач
2. Розрахунок передач
3.1. Алгоритм розрахунку зубчастої передачі на ЕОМ
3.2. Результати розрахунку
3.3. Вибір твердості і термічної обробки
3.4. Алгоритм розрахунку клиноремінною передачі на ЕОМ.
3.5. Результати розрахунку і вибір ремінної передачі
4. Розрахунок підшипників кочення.
4.1. Визначення реакцій в підшипниках на швидкохідному валу
4.1.1. Ліва опора
4.1.2. Права опора
4.2. Ресурс підшипників на швидкохідному валу
4.2.1 Ліва опора
4.2.2 Права опора
4.3.Ресурс підшипників на тихохідному валу
4.4.Подшіпнік під паразитної шестернею ..
4.4.1. Деякі геометричні параметри
4.4.2. Сила, що діє на підшипник
4.4.3. Ресурс підшипника
5. Розрахунок валів
5.1. Швидкохідний вал, розрахунок на міцність.
5.2. Тихохідний вал
5.2.1. Розрахунок на міцність
5.2.2. Розрахунок на витривалість
6. Розрахунок механізмів ремінної передачі
6.1. Гвинтове кріплення розвантажувальної втулки
6.2. Розрахунок підшипників
6.3. Кріплення кришки шківа
7. Розрахунок шліцьових і шпонкових з'єднань
7.1. Розрахунок шліцьового з'єднання
7.2. Розрахунок шпонкових з'єднань
8. Розрахунок посадки з натягом
9. Вибір системи мастила і масла
Список літератури

1.2. Опис приводу.
Привід складається з двох основних частин - коробки передач і ремінної передачі. У коробці передач є два ступені - ступінь 1 і щаблі 2. Кожна фаза складається з зубчастого колеса, насадженого на роликову обгонную муфту і шестерні. У ступеня 1 крім цього є паразитна шестерня, через яку передається крутний момент з шестірні на колесо, і яка забезпечує відмінність напрямку обертання коліс ступенів 1 і 2.
Зміна передавального числа коробки здійснюється при зміні напрямку обертання валу двигуна наступним чином: якщо вал обертається в один бік, то обгону муфта, наприклад в ступені 1 входить в зачеплення, і через неї починає передаватися крутний момент на тихохідний вал. При цьому колесо щаблі 2 обертається в іншому напрямку, і муфта на цьому ступені здійснює обгін - тобто зовнішня обойма муфти обертається вхолосту і момент через неї не передається. При зміні обертання валу муфта ступеня 1 буде здійснювати обгін, а момент буде передаватися через ступінь 2 і, відповідно, передавальне число буде іншим.
Колеса встановлюються і центруються на муфтах за допомогою кришок, встановлених на валу на підшипниках (надлегкої серії). Це не єдиний спосіб установки - можливо також встановити колеса на кришки, спираються безпосередньо на внутрішню обойму муфт, і працюють при обгоні як підшипники ковзання. Застосований у даному проекті спосіб забезпечує, мабуть, краще центрування щодо валу і більший к.к.д.. До недоліків його слід віднести збільшення осьових габаритів.
У даному проекті застосована схема ремінної передачі з ведучим шківом на розвантажувальної втулці і натягом горизонтальним переміщенням коробки. Розвантажувальна втулка сприймає силу натягу ременя, не передаючи її на вал. Шків обертається на підшипниках на розвантажувальної втулці, крутний момент на нього передається через шлицевое з'єднання. Горизонтальне переміщення коробки для натягування ремінної передачі здійснюється штовхає гвинтом. Коробка переміщається і фіксується на спеціальній плиті з пазами.

2.Кінематіческій аналіз
2.1. Необхідні передавальні відносини.
Максимальна передавальне число коробки:

де u п - передавальне число приводу;
u р - ремінної передачі.
Приймемо це за передавальне число ступеня 1, тоді передавальне число щаблі 2:

2.2. Максимальний момент. Вибір муфти.
Максимальний (номінальний) момент на виході електродвигуна:

де P nmin - Потужність двигуна на мінімальній частоті (кВт);
n min - Мінімальна робоча частота обертання двигуна (хв -1).

Найбільший робочий момент будете передаватися через муфту на щаблі 1, без урахування втрат він дорівнює:

Розрахунковий момент, що передається через муфту визначається, як . Вибираємо муфту обгонную роликову виконання 2 (пятіроліковая), з наступними параметрами D = 100, D 1 = 130, T н = 125 Нм [3].
2.3. Вибір міжосьової відстані.
 
Прийнявши модуль передачі m = 2, мінімальний ділильний діаметр колеса визначається за розміром муфти:

де S - товщина маточини.

Тоді міжосьова відстань (ступені 2):

Необхідно також врахувати, що вал двигуна при обраному (див. завдання) способі кріплення повинен увійти в швидкохідний вал, знаходимо мінімальне значення d 1:

З цього умови:

Беручи до уваги недоцільність зниження розмірів коробки (необхідність розмістити на ній фланець з двигуном) і деякі конструктивні міркування (див. листи), підвищуємо міжосьова відстань до a w = 112 мм.
2.4. Визначення чисел зубів.

2.4.1 Числа зубів коліс і шестерень.
Для щаблі 2:


Фактичне передавальне число:

Для ступеня 1:
(Як у ступені 2)

Фактичне передавальне число:


2.4.2 Кількість зубів паразитної шестерні (ступінь 1).
Паразитна шестерня обертається на сферичному підшипнику, встановленому на консолі. Враховуючи, що мінімальний зовнішній діаметр даного підшипника D підшитий = 47 мм [8], одержуємо мінімальний ділильний діаметр паразитної шестерні:


По конструктивних міркувань (можливість вибрати підшипник більшого розміру, відсутність необхідності зменшення ширини корпусу), приймаємо z п = 38. Тоді міжосьові відстані між шестернею та паразитної шестернею:

І між паразитної шестірнею і колесом:

2.5. Остаточне визначення частот обертання вихідного валу і максимального моменту на виході коробки передач.
При вхідний частоті n вх = 1420мін -1:


При вхідний частоті n вх = 2850мін -1:


Вихідний момент:

де - Загальний ККД коробки;
- К.к.д. зубчастої передачі з урахуванням втрат в підшипниках;
- К.п.д муфти.
(Квадрат враховує наявність паразитної шестерні)

3.Расчет передач
3.1 Алгоритм розрахунку зубчастої передачі на ЕОМ.
Розрахунок зубчастих передач здійснюється за допомогою стандартної програми розрахунку двоступінчастого редуктора із заданим міжосьовим відстанню. Послідовність розрахунку:
1. Введення вихідних даних.
2. Визначення у першому наближенні обертаючого моменту:

де коефіцієнт k - залежить від твердості зубів шестерні і колеса.
3. Визначення допустимих напружень [ ] і [ F] і твердості поверхонь зубів коліс і шестерень (перебираються в циклі).
4. Уточнення знайденого значення моменту:

де K H - коефіцієнт навантаження.
5. Перевірочний розрахунок на контактну витривалість:

Z    коефіцієнт, що враховує різні фактори.
6. Перевірочний розрахунок на витривалість при згині:

де K F - коефіцієнт навантаження;
  Y    коефіцієнт, що враховує різні фактори.
m - модуль зачеплення;
  b - ширина вінця.

3.2 У ибгр твердості і термічної обробки.
За отриманими роздруківками призначаються такі твердості:
Колесо - HRC 28,5 (сталь 40Х).
Велика шестерня - HRC 28,5 (сталь 45).
Менша шестерня - HRC 59 (сталь 45, цементація).
Паразитна шестерня - HRC 59 (сталь 45, цементація).
Зауваження: при розрахунку паразитної шестерні програма не враховувала, що вона входить в зачеплення двічі за один оборот. Це не суттєво, тому що базове число циклів одно N HG = 12. 10 липня, N а G = 4. 10 6 [7] а еквівалентне число циклів для даного зачеплення одно N E = 60. 2. N. T = 60.2.635. 10 4 = 7,62. 108 (n = 1420. 17/38 = 635 хв -1 - частота обертання паразитної шестерні, t = 10000 год. - Термін служби) - тобто N E> N HG , N E> N FG і пониження допустимих напруг на основі кривих втоми не проводиться.
3.4 Алгоритм розрахунку клиноремінною передачі на ЕОМ.
1. Введення вихідних даних.
2. Визначення моменту на ведучому валу
3. Визначення коефіцієнта динамічності та режиму роботи:

4. Призначається розрахунковий діаметр веденого шківа D 1 (варіюється в циклі).
5. Розрахунковий діаметр веденого шківа .
6. Фактичне передавальне число:
7. Розрахункова довжина ременя:
8. Кут між гілками ременя:
9. Швидкість ременя:
10. Число пробігів ременя за секунду:
11. Допустиме поперечне напруга у ремені:
- Для ременів нормального перерізу;
- Для вузьких ременів.
12. Поправочні коефіцієнти:
( )

13. Розрахункова корисна окружна сила:
14. Попереднє значення числа ременів:
15. Коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження:
16. Уточнення числа ременів:
17. Нормальна сила на один ремінь:
18. Радіальна сила на валу від натягу ременів:
19. Оптимальне міжосьова відстань:
20. Ширина шківа:
21. Вартість комплекту ременів:
3.5. Результати розрахунку і вибір ремінної передачі.
За виданими програмою роздруківками, вибирається клиновий ремінь з перетином УО і розрахунковим діаметром ведучого шківа 125 мм.

4.Расчет підшипників кочення
Розрахунок підшипників проводиться у разі дії найбільшого обертаючого моменту (найбільших радіальних сил), оскільки довговічність обернено пропорційна частоті обертання але пропорційна кубу радіальної сили, пропорційної, у свою чергу обертального моменту, приблизно пропорційним частоті обертання.
4.1. Визначення реакцій в підшипниках на швидкохідному валу.
4.1.1 Ліва опора.
Окружна сила в зачепленні:

Радіальна сила:

Сумарна поперечна сила, що діє на вал:

Розміри ділянок вала (з листа): L = 183,5 мм, l = 51,5 мм. Тоді реакція в лівій опорі визначається так:


4.1.2 Права опора.
Окружна сила в зачепленні:

Радіальна сила:

Сумарна поперечна сила, що діє на вал:

Розміри ділянок вала (з листа): L = 183,5 мм, l = 51 мм Реакція в правій опорі:


4.2. Ресурс підшипників на швидкохідному валу (надійність Р = 0.9).
4.2.1 Ліва опора.
Підшипник 206, C r = 19500 Н [8]. Ресурс:
год.
Де - Еквівалентна навантаження (для 0 режиму).
K б - коефіцієнт безпеки;
K т - температурний коефіцієнт.
4.2.2 Права опора.
Підшипник 108, C r = 16800 Н [8]. Ресурс:
год.
Де - Еквівалентна навантаження.
Зауваження: коефіцієнти a 23 і K б.

4.3. Ресурс підшипників на тихохідному валу (надійність Р = 0.9).
Розглядається тільки ліва опора, як більш навантажена. Тоді поперечна сила F = 845 Н, (див. п. 4.1.1), і реакція (рис.3, L = 183 мм, l = 51 мм):

Еквівалентна навантаження

Підшипник 205, C r = 14000 Н [8]. Ресурс:
год.
4.4. Підшипник під паразитної шестернею.
4.4.1 Деякі геометричні параметри.
З рис.4 видно, що по теоремі косинусів:


, .
Аналогічно:

, .

4.4.2 Сила, що діє на підшипник.
Сили F t 1 і F r 1 визначені в п. 2.1.1. Так як з умови динамічної рівноваги F t 1 = F t 2 (За абсолютною величиною), отже:
і
  Діюча на підшипник сила F визначається через свої проекції:

4.4.3 Ресурс підшипника (надійність Р = 0.9).
Частота обертання паразитної шестерні:

Еквівалентна навантаження:

де V = 1.2 - коефіцієнт, що враховує, що обертається зовнішнє кільце.

Підшипник 1205, З r = 12100 Н [8] . Ресурс:
год.

5. Розрахунок валів
5.1. Швидкохідний вал. Розрахунок на міцність.
Розрахунок є перевірочним, оскільки діаметр валу вибирався з конструктивних міркувань. Вихідні дані для розрахунку: L = 183.5 мм, l = 51.5 мм, F = 845 Н, R л = 608 Н, F t = 794 Н (див. 4.1.1). Діаметр в небезпечному перерізі D = d f = 29 мм (z = 17, m = 2 мм). Згинальний момент в ньому: . Крутний момент: . Тоді еквівалентне напруження в небезпечному перерізі може бути отримано з використанням формули теорії найбільших дотичних напружень:

Видно, що воно незначне. З розрахунку на міцність для вала-шестерні призначається сталь 45 (HB 200,   Т = 280 мПа).
5.2. Тихохідний вал.
5.2.1 Розрахунок на міцність.
Як і в попередньому випадку розрахунок є перевірочним, оскільки діаметр валу вибирався з конструктивних міркувань. Вихідні дані для розрахунку: L = 183 мм, l = 51 мм, F = 845 Н, R л = 610 Н, F t = 748 Н. Діаметр в небезпечному перерізі d = 30 мм. Згинальний момент в ньому: . Крутний момент (Z = 87, m = 2 мм). Тоді еквівалентне напруження в небезпечному перерізі:

Як матеріал для тихохідного вала приймається сталь 45 (HB 200,   Т = 280 МПа).
5.2.2 Розрахунок на витривалість.
Розрахунок на витривалість проводиться у формі порівняння розрахункового коефіцієнта запасу міцності з допускаються. Розрахунок проводиться в найбільш небезпечних перерізах, якими є місце посадки колеса ступеня 1, навантажене найбільшим крутним моментом і ослаблене шпонковим пазом і місце утонения валу біля лівої опори, ослаблене ступінчастим переходом з жолобник. Розглядаючи перший розтин, отримуємо:
Коефіцієнт запасу по нормальних напруг:

де - Амплітуда напружень циклу;
  m = 0 - середня напруга циклу;
- Межа витривалості в даному перетині
  де  1 = 250 мПа - опір втоми для даного матеріалу ;

де K          коефіцієнт ефективної концентрації напружень;
K v = 0,88 - масштабний коефіцієнт;
K F = 1,05 - коефіцієнт впливу шорсткостей;
K v = 1 - коефіцієнт, що враховує вплив поверхневого зміцнення.
тоді і
Коефіцієнт запасу по дотичних напруг:

де - Амплітуда напружень циклу і середня напруга циклу;
- Межа витривалості в даному перетині
  де 1 = 150 МПа - опір втоми для даного матеріалу;
;
сенс коефіцієнтів такий же як і для нормальних напружень.
тоді
- Коефіцієнт чутливості до асиметрії циклу.

Розрахунковий коефіцієнт запасу по зносу:

У другому перетині діють тільки дотичні напруження, аналогічно розглянутому вище, отримуємо:
де
;
де K    визначається по відносинам t / r = 2,5 / 1 = 2,5 і r / d = 1 / 25 = 0,04 (t-висота переходу, r-радіус округлення галтелі, d - діаметр вала ), K   1,9.
Межа витривалості:

Чутливість до асиметрії циклу:



6. Розрахунок механізмів ремінної передачі
6.1. Гвинтове кріплення розвантажувальної втулки.
Має місце навантаження болтового з'єднання зсувне силою і моментом у площині, перпендикулярній площині стику (крутним моментом через втрати в підшипниках нехтуємо). Розміри (з листа) D = 95 мм, d = 52 мм, d в = 72 мм, h = 63 мм.
Момент, що відкриває стик, дорівнює: (F = 2524 Н).
Геометричні параметри перетину стику (рис.7):
Момент інерції перерізу відносно осі x:

Площа стику:

Епюри стискаючих напруг, що виникають в стику, їх найбільші значення рівні відповідно:

де z = 4 - число гвинтів.

де     коефіцієнт зовнішнього навантаження, тут прийнято  = 0,2 (чавунні деталі).
  Необхідне зусилля затяжки F зат може бути визначено з умови не розкриття стику (зсуву розвантажувальної втулки відбутися не може):

звідки:

де  min = 1,5 мПа - мінімальне допустиме стискальне напруження в стику.
Розрахункове навантаження на болт:

( = 0,2)
Призначаємо клас міцності гвинта 4.8, тоді його діаметр:
де [s] = 2 - запас міцності (контрольована затягування);
 T = 320 мПа - межа текучості матеріалу гвинта.
Приймається гвинт M8.
6.2. Розрахунок підшипників.

Еквівалентна навантаження на підшипники розвантажувальної втулки:

де V = 1.2 - коефіцієнт, що враховує, що обертається зовнішнє кільце.
Два підшипника 209, З r = 33200 Н. Підшипники розглядаються як один дворядний. Сумарна динамічна вантажопідйомність С = С r. 1,625 = 53950 Н. Ресурс підшипника при ймовірності безвідмовної роботи P = 0.9 і найбільшою можливій частоті обертання n =
819 хв -1:
год.
6.3. Кріплення кришки шківа.
  Через кришку на шків передається через шлицевое з'єднання крутний момент з тихохідного вала, найбільше значення якого T = 64 Нм. Передача моменту здійснюється через поверхню тертя у формі кільця, діаметр під болти d = 102 мм. Тоді необхідна сила затягування:

де k = 1,5 - коефіцієнт запасу;
z = 4 - число болтів;
f = 0,15 - коефіцієнт тертя (чавун по чавуну).
  Як видно з обчислень пункту 4.1, для такої сили підходить гвинт М8 класу міцності 4.6, при контрольованій затягуванні.

7. Розрахунок шліцьових і шпонкових з'єднань
7.1. Розрахунок шліцьового з'єднання
Шлицевое з'єднання 6x21x25 передає крутний момент з тихохідного вала на кришку шківа. Шліцьові з'єднання, навантажені тільки крутним моментом, розраховуються тільки по напруженням зминання:

де K з = 0,7 - коефіцієнт нерівномірності навантаження по зубах;
z = 6 - число зубів;
h = 0,5 (D - d) -2 f = 1,4 мм - робоча висота зуба (f = 0,3);
d ср = 0,5 (D + d) = 23 мм - середній діаметр з'єднання;
l - робоча довжина шліців;
[ см] = 60 МПа - напруга, що допускається зминання, призначається за рекомендаціями [5], причому береться знижене значення тому з'єднання буде відчувати додатковий знос при реверсуванні.
Тоді робоча довжина шліців визначається як:

Довжина шліцьового кінця приймається рівною 20 мм.
7.2. Розрахунок шпонкових з'єднань.
Шпонка, що здійснює передачу моменту з вала електродвигуна на швидкохідний вал і шпонки, передають момент з обгінних муфт на колеса стандартні для цих агрегатів (вузлів), тому їх розрахунок проводити не потрібно. Необхідно провести розрахунок шпонки, що передає момент з колеса на швидкохідний вал. Найбільший передаваний момент T = 69 Нм (без урахування к.к.д. вузлів коробки), розміри шпонки 6x6x40.
  Напруження зминання у шпонці:
[5]
де d = 30 мм = 0,03 м - діаметр валу;
k = 0.5 - коефіцієнт занурення шпонки у вал;
h = 6 мм - робоча висота шпонки;
  l = l полн - b = 34 мм - робоча довжина шпонки.
Так як шпонка стандартна, її міцність обмежується напругами зминання а не зрізу, тому розрахунок по напруженням зрізу не проводиться.

8.Расчет посадки з натягом
Мінімально необхідне тиск натягу знаходиться з умови не розкриття стику. Геометричні розміри: d = 30 мм, d 2 = 50 мм, l = 27 мм, L = 57 мм. Радіальна сила F = 342Н (див. 4.3.2.). Палець виготовлений зі сталі 45, втулка (кришка редуктора) - з чавуну СЧ20. Тоді умова не розкриття стику запишеться як (див. [5]):

де р - розрахунковий тиск в запресованому з'єднанні;
M = FL = 342. 0,057 = 19.5 Нм - момент, що розкриває стик.
З цієї умови знаходиться необхідний тиск р:

Необхідний мінімальний натяг N знаходиться за формулою Ляме:

де С 1 = 0,7 - для не пустотілого сталевого вала;

                = 0,25 коефіцієнт Пуассона матеріалу втулки
E 1 = 2. 10 5 - модуль пружності матеріалу вала;
E 2 = 1. 10 5 - модуль пружності матеріалу втулки;
Необхідний мінімальний виміряний натяг дорівнює:

де - Поправка на мікронерівності
R a 1 = 0,8 - середня висота мікронерівностей поверхні вала;
R a 2 = 1,6 - середня висота мікронерівностей поверхні отвору.
Для даного мінімального натягу вибирається посадка H 7 / t 6 - N min = 20 мкм.
Перевірка з'єднання на міцність проводиться за матеріалом втулки, як менш міцному. Найбільший тиск у поєднанні знаходиться як (див. формулу Ляме):

де N max - максимальний натяг даної посадки.
Еквівалентна напруга в сполученні:

Тут використовується  в а не  т оскільки чавун крихкий матеріал і руйнується без помітних пластичних деформацій.

9. Вибір системи мастила і масла
Для вибору мастила необхідно визначити найбільшу окружну швидкість. При частоті обертання n = 2850 хв -1 вона дорівнює:

де d 1 - ділильний діаметр більшої шестерні.
V <12,5 м / c, отже можна застосовувати картерів мастило з частковим зануренням зубчастих коліс в масло, змазування передачі здійснюється суспензією часток масла в повітрі (масляним туманом), що утворюється при роботі передачі.
Вибір масла проводиться по найбільших виникають у передачі контактним напруженням. Їх можна оцінити знаючи твердість HRC (див. 3.3.) По емпіричної залежності:

Тоді за рекомендаціями [1] знаходиться рекомендована кінематична в'язкість масла    . 10 -6 .. 60м 2 / с. 10 -6. Для роботи в коробці передач призначається масло І-50А (   . 10 -6 ..   . 10 -6 м 2 / с.) ГОСТ 20799-75.

Список літератури:
1. Дунаєв П.Ф., Льоліком О.П. Конструювання вузлів і деталей машин. - М.: Вища школа,
1985.
2. Деталі машин: Атлас конструкцій в 2 ч. / За ред. Решетова Д.М. - М.: Машинобудування, 1979.
3. Деталі машин: Атлас конструкцій / За ред. Решетова Д.М. - М.: Машинобудування, 1982
4. Ануров В.І. Довідник конструктора-машинобудівника: У 3 т. - М.: Машинобудування, 1980-1982.
5. Іванов М.М. Деталі машин / Под ред. Фіногенова В.А. - М.: Вища школа, 1998.
6. Решетов Д.Н. Деталі машин - М.: Машинобудування, 1989.
7. Буланже А.В. , Палочкін Н.В. , Фадєєв В.З. Проектний розрахунок на міцність циліндричних і конічних зубчастих передач. - М.: МГТУ, 1992.
8. Іванов В.М. , Баринова В.С. Вибір і розрахунки підшипників кочення. - М.: МВТУ, 1988.
9. Ряховський О.А. , Іванов С.С. Довідник з муфтам. - Л.: Політехніка, 1991.
10. Годік Є.І. , Хаскин А.М. Довідник з креслення. - М.: Машинобудування, 1974.
Додати в блог або на сайт

Цей текст може містити помилки.

Виробництво і технології | Курсова
84.5кб. | скачати


Схожі роботи:
Індивідуальний підприємець 2
Індивідуальний підприємець
Індивідуальний бізнес в інтернеті
Розмноження та індивідуальний розвиток організмів
Податок з продажів і індивідуальний підприємець
Індивідуальний підхід у навчанні і вихованні
Індивідуальний розвиток як нова стратегія еволюції
Розмноження зростання та індивідуальний розвиток організмів
Індивідуальний стиль роботи класного керівника
© Усі права захищені
написати до нас