ЗАВДАННЯ
Спроектувати привід.
До складу приводу входять такі передачі:
1 - ремінна передача з клиновим ременем;
2 - закрита зубчаста циліндрична передача.
Потужність на вихідному валу Р = 8 кВт.
Частота обертання вихідного валу n = 80 об. / хв.
Зміст
Введення
1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок
2. Розрахунок 1-й клиноремінною передачі
3. Розрахунок 2-й зубчастої циліндричної передачі
3.1 Проектний розрахунок
3.2 Перевірочний розрахунок за контактним напруженням
3.3 Перевірка зубів передачі на вигин
4. Попередній розрахунок валів
4.1 Ведучий вал.
4.2 Вихідний вал.
5. Конструктивні розміри шестерень і коліс
5.1 Ведучий шків 1-й ремінної передачі
5.2 Ведений шків 1-й ремінної передачі
5.3 Циліндрична шестерня 2-й передачі
5.4 Циліндричне колесо 2-й передачі
6. Вибір муфти на вихідному валу приводу
7. Перевірка міцності шпонкових з'єднань
7.1 Ведучий шків 1-й клиноремінною передачі
7.2 Ведений шків 1-й клиноремінною передачі
7.3 Шестерня 2-й зубчастої циліндричної передачі
7.4 Колесо 2-й зубчастої циліндричної передачі
8. Конструктивні розміри корпусу редуктора
9. Розрахунок реакцій в опорах
9.1 1-й вал
9.2 2-й вал
10. Побудова епюр моментів валів
10.1 Розрахунок моментів 1-го валу
10.2 Епюри моментів 1-го валу
10.3 Розрахунок моментів 2-го валу
10.4 Епюри моментів 2-го валу
11. Перевірка довговічності підшипників
11.1 1-й вал
11 2-й вал
12. Уточнений розрахунок валів
12.1 Розрахунок 1-го валу
12.2 Розрахунок 2-го валу
13. Тепловий розрахунок редуктора
14. Вибір сорту масла
15. Вибір посадок
16. Технологія складання редуктора
Висновок
Список використаної літератури
Введення
Інженер-конструктор є творцем нової техніки, і рівнем його творчої роботи більшою мірою визначаються темпи науково-технічного прогресу. Діяльність конструктора належить до числа найбільш складних проявів людського розуму. Вирішальна роль успіху при створенні нової техніки визначається тим, що закладено на кресленні конструктора. З розвитком науки і техніки проблемні питання вирішуються з урахуванням все зростаючого числа факторів, що базуються на даних різних наук. При виконанні проекту використовуються математичні моделі, що базуються на теоретичних і експериментальних дослідженнях, що відносяться до об'ємної і контактної міцності, матеріалознавства, теплотехніки, гідравліки, теорії пружності, будівельної механіки. Широко використовуються відомості з курсів опору матеріалів, теоретичної механіки, машинобудівного креслення і т. д. Все це сприяє розвитку самостійності і творчого підходу до поставлених проблем.
При виборі типу редуктора для приводу робочого органу (пристрої) необхідно враховувати безліч факторів, найважливішими з яких є: значення і характер зміни навантаження, необхідна довговічність, надійність, ККД, маса і габаритні розміри, вимоги до рівня шуму, вартість виробу, експлуатаційні витрати.
З усіх видів передач зубчасті передачі мають найменші габарити, масу, вартість і втрати на тертя. Коефіцієнт втрат однієї зубчастої пари при ретельному виконанні та належної мастилі не перевищує звичайно 0,01. Зубчасті передачі в порівнянні з іншими механічними передачами володіють великою надійністю в роботі, постійністю передавального відносини через відсутність прослизання, можливістю застосування в широкому діапазоні швидкостей і передавальних відносин. Ці властивості забезпечили велике поширення зубчастих передач; вони застосовуються для потужностей, починаючи від мізерно малих (у приладах) до вимірюваних десятками тисяч кіловат.
До недоліків зубчастих передач можуть бути віднесені вимоги високої точності виготовлення і шум при роботі зі значними швидкостями.
Косозубиє колеса застосовують для відповідальних передач при середніх і високих швидкостях. Обсяг їх застосування - понад 30% обсягу застосування всіх циліндричних коліс в машинах, і цей відсоток постійно зростає. Косозубиє колеса з твердими поверхнями зубів вимагають підвищеного захисту від забруднень щоб уникнути нерівномірного зносу по довжині контактних ліній і небезпеки викришування.
Однією з цілей виконаного проекту є розвиток інженерного мислення, в тому числі вміння використовувати попередній досвід, моделювати використовуючи аналоги. Для курсового проекту кращі об'єкти, які не тільки добре поширені й мають велике практичне значення, але і не піддані в доступному для огляду майбутньому морального старіння.
Існують різні типи механічних передач: циліндричні і конічні, з прямими зубами і косозубиє, гіпоїдні, черв'ячні, глобоідние, одно-і багатопотокові і т. д. Це породжує питання про вибір найбільш раціонального варіанту передачі. При виборі типу передачі керуються показниками, серед яких основними є ККД, габаритні розміри, маса, плавність роботи та вібронавантаженість, технологічні вимоги, бажане кількість виробів.
При виборі типів передач, виду зачеплення, механічних характеристик матеріалів необхідно враховувати, що витрати на матеріали становлять значну частину вартості виробу: у редукторах загального призначення - 85%, в дорожніх машинах - 75%, в автомобілях - 10% і т. д.
Пошук шляхів зниження маси проектованих об'єктів є найважливішою передумовою подальшого прогресу, необхідною умовою збереження природних ресурсів. Велика частина вироблюваної в даний час енергії припадає на механічні передачі, тому їх ККД до певної міри визначає експлуатаційні витрати.
Найбільш повно вимоги зниження маси та габаритних розмірів задовольняє привід з використанням електродвигуна і редуктора з зовнішнім зачепленням.
Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок
За табл. 1.1 [1] приймемо такі значення ККД:
- Для ремінної передачі з клиновим ременем: 1 = 0,96
- Для закритої зубчастої циліндричної передачі: 2 = 0,975
Загальний ККД приводу буде:
= 1 x ... x n x підшитий. 2 x муфти
= 0,96 x 0,975 x 0,99 2 x 0,98 = 0,899
де підшитий. = 0,99 - ККД одного підшипника.
муфти = 0,98 - ККД муфти.
Кутова швидкість на вихідному валу буде:
вих. = x n вих. / 30 = 3,142 x 80 / 30 = 8,378 рад / с
Необхідна потужність двигуна буде:
P треб. = P вих. / = 8 / 0,899 = 8,899 кВт
У таблиці П.1 [1] (див. додаток) по необхідної потужності вибираємо електродвигун 160M8, з синхронною частотою обертання 750 об / хв, з параметрами: P двиг. = 11 кВт і ковзанням 2,5% (ГОСТ 19523-81) . Номінальна частота обертання n двиг. = 750-750 x 2,5 / 100 = 731,25 об / хв, кутова швидкість двиг. = x n двиг. / 30 = 3,14 x 731,25 / 30 = 76,576 радий / с.
Oбщее передавальне відношення:
U = вхід. / вих. = 76,576 / 8,378 = 9,14
Для передач обрали наступні передавальні числа:
U 1 = 1,6
U 2 = 5,6
Розраховані частоти і кутові швидкості обертання валів зведені нижче в таблицю:
Вал 1-й | n 1 = n двиг. / U 1 = 731,25 / 1,6 = 457,031 об. / хв. | 1 = двиг. / U 1 = 76,576 / 1,6 = 47,86 рад / c. |
Вал 2-й | n 2 = n 1 / U 2 = 457,031 / 5,6 = 81,613 об. / хв. | 2 = 1 / U 2 = |
47,86 / 5,6 = 8,546 рад / c. |
Потужності на валах:
P 1 = P треб. X 1 x підшитий. = 8899 x 0,96 x 0,99 = 8457,61 Вт
P 2 = P 1 x 2 x підшитий. = 8457,61 x 0,975 x 0,99 = 8163,708 Вт
Обертаючі моменти на валах:
T 1 = P 1 / 1 = (8457,61 x 10 3) / 47,86 = 176715,629 Н x мм
T 2 = P 2 / 2 = (8163,708 x 10 3) / 8,546 = 955266,557 Н x мм
По таблиці П.1 (див. додаток підручника Чернавського) вибраний електродвигун 160M8, з синхронною частотою обертання 750 об / хв, з потужністю P двиг. = 11 кВт і ковзанням 2,5% (ГОСТ 19523-81). Номінальна частота обертання з урахуванням ковзання n двиг. = 731,25 об / хв.
Передавальні числа і ККД передач
Передачі | Передаточне число | ККД |
1-а ремінна передача з клиновим ременем | 1,6 | 0,96 |
2-я закрита зубчаста циліндрична передача | 5,6 | 0,975 |
Розраховані частоти, кутові швидкості обертання валів і моменти на валах
Вали | Частота обертання, об / хв | Кутова швидкість, рад / хв | Момент, Н x мм |
1-й вал | 457,031 | 47,86 | 176715,629 |
2-й вал | 81,613 | 8,546 | 955266,557 |
Розрахунок 1-й клиноремінною передачі
1. Обертаючий момент на меншому провідному шківі:
T (ведучий шків) = 116211,346 Н x мм.
2. За номограмі на рис. 7.3 [1] в залежності від частоти обертання меншого ведучого шківа n (ведучий шків) (у нашому випадку n (ведучий шків) = 731,247 об / хв) і переданої потужності:
P = T (ведучий шків) x (ведучий шків) = 116211,346 x 10 -6 x 76,576 = 8,899 кВт
приймаємо перетин клинового ременя А.
3. Діаметр меншого шківа за формулою 7.25 [1]:
d 1 = (3 ... 4) x T (ведучий шків) 1 / 3 = (3 ... 4) x 116211,346 1 / 3 = 146,399 ... 195,198 мм.
Згідно табл. 7.8 [1] приймаємо d 1 = 160 мм.
4. Діаметр великого шківа (див. формулу 7.3 [1]):
d 2 = U x d 1 x (1 - ) = 1,6 x 160 x (1 - 0,015) = 252,16 мм.
де = 0,015 - відносне ковзання ременя.
Приймаються d 2 = 250 мм.
5. Уточнюємо передаточне відношення:
U р = d 2 / (d 1 x (1 - )) = 250 / (160 x (1 - 0,015)) = 1,586
При цьому кутова швидкість веденого шківа буде:
(ведений шків) = (ведучий шків) / U р = 76,576 / 1,586 = 48,282 рад / с.
Розбіжність з необхідним (47,86-48,282) / 47,86 =- 0,882%, що менше допустимого: 3%.
Отже, остаточно приймаємо діаметри шківів:
d1 = 160 мм;
d2 = 250 мм.
6. Міжосьова відстань Ap слід прийняти в інтервалі (див. формулу 7.26 [1]):
a min = 0.55 x (d 1 + d 2) + T 0 = 0.55 x (160 + 250) + 6 = 231,5 мм;
a max = d 1 + d 2 = 160 + 250 = 410 мм.
де T 0 = 6 мм (висота перерізу ременя).
Приймаються попередньо значення a = 797 мм.
7. Розрахункова довжина ременя за формулою 7.7 [1]:
L = 2 x a + 0.5 x x (d 1 + d 2) + (d 2 - d 1) 2 / (4 x a ) =
2 x 797 + 0.5 x 3,142 x (160 + 250) + (250 - 160) 2 / (4 x 797) =
2240,567 мм.
Вибираємо значення за стандартом (див. табл. 7.7 [1]) 2240 мм.
8. Уточнене значення міжосьової відстані a р з урахуванням стандартної довжини ременя L (див. формулу 7.27 [1]):
a р = 0.25 x ((L - w) + ((L - w) 2 - 2 x y) 1 / 2)
де w = 0.5 x x (d 1 + d 2) = 0.5 x 3,142 x (160 + 250) = 644,026 мм;
y = (d2 - d1) 2 = (250 - 160) 2 = 8100 мм.
Тоді:
a р = 0.25 x ((2240 - 644,026) + EQ \ R (; (2240 - 644,026) 2 - 2 x 8100)) = 796,716 мм,
При монтажі передачі необхідно забезпечити можливість зменшення міжосьової відстані на 0,01 x L = 22,4 мм для полегшення надягання ременів на шківи і можливість збільшення його на 0,025 x L = 56 мм для збільшення натягу ременів.
9. Кут обхвату меншого шківа за формулою 7.28 [1]:
1 = 180 o - 57 x (d 2 - d 1) / a р = 180 o - 57 x (250 - 160) / a р = 173,561 o
10. Коефіцієнт режиму роботи, що враховує умови експлуатації передачі, за табл. 7.10 [1]: C p = 1,1.
11. Коефіцієнт, що враховує вплив довжини ременя по табл. 7.9 [1]: C L = 1,06.
12. Коефіцієнт, що враховує вплив кута обхвату (див. пояснення до формули 7.29 [1]): C = 0,984.
13. Коефіцієнт, що враховує число ременів у передачі (див. пояснення до формули 7.29 [1]): припускаючи, що ременів в передачі буде від 4 до 6, приймемо коефіцієнт С z = 0,85.
14. Число ременів в передачі:
z = P x C p / (P o C L x C x C z) = 8899 x 1,1 / (1870 x 1,06 x 0,984 x 0,85 = 5,904,
де Р o = 1,87 кВт - потужність, що передається одним клиновим ременем, кВт (див. табл. 7.8 [1]).
Приймаються z = 6.
15. Швидкість:
V = 0.5 x (провідного шківа) x d 1 = 0.5 x 76,576 x 0,16 = 6,126 м / c.
16. Натискання гілки клинового ременя за формулою 7.30 [1]:
F 0 = 850 x P x C р x C L / (z x V x C ) + x V 2 =
850 x 8,899 x 1,1 x 1,06 / (6 x 6,126 x 0,984) + 0,1 x 6,126 2 = 247,61 H.
де = 0,1 H x c 2 / м 2 - коефіцієнт, що враховує вплив відцентрових сил (див. пояснення до формули 7.30 [1]).
17. Тиск на вали знаходимо за формулою 7.31 [1]:
F в = 2 x F 0 x sin ( / 2) = 2 x 247,61 x 6 x sin (173,561 o / 2) = 2966,63 H.
18. Ширина шківів ВШ (див. табл. 7.12 [1]):
У ш = (z - 1) x e + 2 x f = (6 - 1) x 15 + 2 x 10 = 95 мм.
Параметри клиноремінною передачі, мм
Параметр | Значення | Параметр | Значення |
Тип ременя | клиновий | Діаметр ведучого шківа d 1 | 160 |
Перетин ременя | А | Діаметр веденого шківа d 2 | 250 |
Кількість ременів Z | 6 | Максимальна напруга max, H / мм 2 | 4,848 |
Міжосьова відстань a w | 796,716 | ||
Довжина ременя l | 2240 | Попереднє натяг ременя F o, Н | 247,61 |
Кут обхвату провідного шківа 1, град | 173,561 | Сила тиску ременя на вал F в, Н | 2966,63 |
Розрахунок 2-й зубчастої циліндричної передачі
3.1 Проектний розрахунок
Так як в завданні немає особливих вимог стосовно габаритів передачі, вибираємо матеріали з середніми механічними характеристиками (див. гл.3, табл. 3.3 [1]):
- Для шестірні: сталь: 45
термічна обробка: поліпшення
твердість: HB 230
- Для колеса: сталь: 45
термічна обробка: поліпшення
твердість: HB 200
Допустимі контактні напруги (формула (3.9) [1]), будуть:
[ H] = H lim b x K HL / [S H]
По таблиці 3.2 гл. 3 [1] маємо для сталей з твердістю поверхонь зубів менш HB 350:
H lim b = 2 x HB + 70.
H lim b (шестерня) = 2 x 230 + 70 = 530 МПа;
H lim b (колесо) = 2 x 200 + 70 = 470 МПа;
K HL - коефіцієнт довговічності; при числі циклів навантаження більше базового, що має місце при тривалій експлуатації редуктора приймаємо K HL = 1; коефіцієнт безпеки [Sh] = 1,1.
Допустимі контактні напруги:
для шестерні [ H1] = 530 x 1 / 1,1 = 481,818 МПа;
для колеса [ H2] = 470 x 1 / 1,1 = 427,273 МПа.
Для прямозубих коліс за розрахункове напруга приймається мінімальне допустиме контактне напруження шестерні або колеса.
Тоді розрахункова допустима контактна напруга буде:
[ H] = [ H2] = 427,273 МПа.
Приймаються коефіцієнт симетричності розташування коліс щодо опор по таблиці 3.5 [1]: K Hb = 1,15.
Коефіцієнт ширини вінця по міжосьовому відстані приймаємо:
ba = b / a w = 0,2, (див. стор.36 [1]).
Міжосьова відстань з умови контактної витривалості активних поверхонь зубів знайдемо за формулою 3.7 гл. 3 [1]:
a w = K a x (U + 1) x (T 2 x K Hb / [ H] 2 x U 2 x ba) 1 / 3 =
49.5 x (5,6 + 1) x (955266,557 x 1,15 / 427,273 2 x 5,6 2 x 0,2) 1 / 3 = 322,219 мм.
де для прямозубих коліс Кa = 49.5, передавальне число передачі U = 5,6; T 2 = Т колеса = 955266,557 Н x м - момент на колесі.
Найближче значення міжосьової відстані по ГОСТ 2185-66 буде: a w = 315 мм.
Нормальний модуль зачеплення беремо за такою рекомендації:
m n = (0.01 ... 0.02) x a w мм, для нас: m n = 3,15. . . 6,3 мм, приймаємо:
за ГОСТ 9563-60 * (див. стор 36 [1]) m n = 3,5 мм.
Задаємося сумою зубів:
Z = z 1 + z 2 = 2 x a w / m n = 2 x 315 / 3,5 = 180
Числа зубців шестірні і колеса:
z 1 = Z / (U + 1) = 180 / (5,6 + 1) = 27,273
Приймаємо: z 1 = 27
z 2 = Z - z 1 = 180 - 27 = 153
Кут нахилу зубів = 0 o.
Основні розміри шестерні і колеса:
діаметри ділильні:
d 1 = m n x z 1 / cos () = 3,5 x 27 / cos (0 o) = 94,5 мм;
d 2 = m n x z 2 / cos () = 3,5 x 153 / cos (0 o) = 535,5 мм.
Перевірка: a w = (d 1 + d 2) / 2 = (94,5 + 535,5) / 2 = 315 мм.
діаметри вершин зубів:
d a1 = d 1 + 2 x m n = 94,5 + 2 x 3,5 = 101,5 мм;
d a2 = d 2 + 2 x m n = 535,5 + 2 x 3,5 = 542,5 мм.
ширина колеса: b 2 = ba x a w = 0,2 x 315 = 63 мм;
ширина шестерні: b 1 = b 2 + 5 = 63 + 5 = 68 мм;
Визначимо коефіцієнт ширини шестірні по діаметру:
bd = b 1 / d 1 = 68 / 94,5 = 0,72
Окружна швидкість коліс буде:
V = 1 x d 1 / 2 = 47,86 x 94,5 x 10 -3 / 2 = 2,261 м / c;
При такій швидкості слід вжити для зубчастих коліс 8-ю ступінь точності.
Коефіцієнт навантаження дорівнює:
K H = K Hb x K Ha x K Hv.
Коефіцієнт K Hb = 1,026 вибираємо по таблиці 3.5 [1], коефіцієнт K Ha = 1 вибираємо по таблиці 3.4 [1], коефіцієнт K Hv = 1,05 вибираємо по таблиці 3.6 [1], тоді:
K H = 1,026 x 1 x 1,05 = 1,077
3.2 Перевірочний розрахунок за контактним напруженням
Перевірку контактних напружень проводимо за формулою 3.6 [1]:
H = (310 / a w) x ((T 2 x K H x (U + 1) 3) / (b 2 x U 2)) 1 / 2 =
(310 / 315) x ((955266,557 x 1,077 x (5,6 + 1) 3; 63 x 5,6 2)) =
380,784 МПа. [ H]
Сили діючі в зачепленні обчислимо за формулою 8.3 та 8.4 [1]:
окружна:
F t = 2 x T 1 / d 1 = 2 x 176715,629 / 94,5 = 3740,013 Н;
радіальна: F r = F t x tg () / cos () = 3740,013 x tg (20 o) / cos (0 o) = 1361,253 Н;
осьова: F a = F t x tg () = 3740,013 x tg (0 o) = 0 Н.
3.3 Перевірка зубів передачі на вигин
Перевіримо зуби на витривалість по напруженням вигину за формулою 3.25 [1]:
F = F t x K F x Y F / (b x m n) [ F]
Тут коефіцієнт навантаження K F = K F x K Fv (див. стор 42 [1]). По таблиці 3.7 [1] вибираємо коефіцієнт розташування коліс K F = 1,068, за таблицею 3.8 [1] вибираємо коефіцієнт K Fv = 1,25. Таким чином коефіцієнт K F = 1,068 x 1,25 = 1,335. Y F - коефіцієнт, що враховує форму зуба і залежить від еквівалентного числа Z v (див. гл.3, пояснення до формули 3.25 [1]):
у шестерні: Z v1 = z 1 / cos 3 () = 27 / cos 3 (0 o) = 27
у колеса: Z v2 = z 2 / cos 3 () = 153 / cos 3 (0 o) = 153
Тоді: Y F1 = 3,86
Y F2 = 3,574
Допустимі напруги знаходимо за формулою 3.24 [1]:
[ F] = o F lim b x K FL / [S f].
K FL - коефіцієнт довговічності; при числі циклів навантаження більше базового, що має місце при тривалій експлуатації редуктора приймаємо K FL = 1.
Для шестірні: o F lim b = 414 МПа;
Для колеса: o F lim b = 360 МПа.
Коефіцієнт [Sf] безпеки знаходимо за формулою 3.24 [1]:
[S F] = [S F] 'x [S F] ".
де для шестерні [S F] '= 1,75;
[S F] '= 1;
[S F (шест.)] = 1,75 x 1 = 1,75
для колеса [S F] '= 1,75;
[S F] "= 1.
[S F (кол.)] = 1,75 x 1 = 1,75
Допустимі напруги:
для шестерні: [ F1] = 414 x 1 / 1,75 = 236,571 МПа;
для колеса: [ F2] = 360 x 1 / 1,75 = 205,714 МПа;
Знаходимо відносини [ F] / Y F:
для шестерні: [ F1] / Y F1 = 236,571 / 3,86 = 61,288
для колеса: [ F2] / Y F2 = 205,714 / 3,574 = 57,558
Подальший розрахунок будемо вести для колеса, для якого знайдене ставлення менше.
Перевіряємо міцність зуба колеса за формулою 3.25 [1]:
F2 = (F t x K F x Y F1) / (b 2 x m n) =
(3740,013 x 1,335 x x 3,574) / (63 x 3,5) = 80,928 МПа
F2 = 80,928 МПа <[ f] = 205,714 МПа.
Умова міцності виконано.
Механічні характеристики матеріалів зубчастої передачі
Елемент передачі | Марка стали | Термообробка | HB 1ср | в | [] H | [] F |
HB 2ср | H / мм 2 | |||||
Шестерня | 45 | поліпшення | 230 | 780 | 481,818 | 236,571 |
Колесо | 45 | поліпшення | 200 | 690 | 427,273 | 205,714 |
Параметри зубчастої циліндричної передачі, мм
Проектний розрахунок | |||||||
Параметр | Значення | Параметр | Значення | ||||
Міжосьова відстань a w | 315 | Кут нахилу зубів , град | 0 | ||||
Модуль зачеплення m | 3,5 | Діаметр ділильного кола: | |||||
Ширина зубчастого вінця: | шестерні d 1 колеса d 2 | 94,5 535,5 | |||||
шестерні b 1 колеса b 2 | 68 63 | ||||||
Числа зубів: | |||||||
Діаметр окружності вершин:
шестерні z 1
колеса z 2
27
153
шестерні d a1
колеса d a2
101,5
542,5
Вид зубів
прямозубих передач
Діаметр окружності западин:
шестерні d f1
колеса d f2
85,75
526,75
Перевірочний розрахунок
Параметр
Допустимі значення
Розрахункові значення
Примітка
Контактні напруження H, H / мм 2
427,273
380,784
-
Напруження згину, H / мм 2
F1
236,571
80,978
-
F2
205,714
80,928
-