Расчет цилиндрической передачи

Привод конвейера

Пояснительная записка к курсовому проекту

(С.2403.02.101.14.0000.ПЗ)

 

 

Разработал: студент

группы Д-1 АиАХ 08

Иванов С.А.

Результат защиты

 

г. Улан-Удэ

2010 г.

Содержание

 

Введение

Выбор электродвигателя

Кинематический расчет

Расчет цилиндрической передачи

Ориентировочный расчет валов

Проверка подшипников

Подбор и расчет шпонок

Выбор муфты

Способ смазки и подбор смазочного материала

Список использованных источников

 

Введение

 

Данный курсовой проект включает в себя расчетно-пояснительную записку с основными необходимыми расчетами одноступенчатого редуктора с цилиндрической прямозубой зубчатой передачей и графическую часть.

Целями данного курсового проекта являются:

1 Изучение теоретического материала и закрепление полученных знаний;

2 Самостоятельное применение знаний к решению конкретной инженерной задачи по расчету механизма;

3 Освоение необходимых расчетно-графических навыков и ознакомление с порядком выполнения начальных этапов проектирования элементов машин.

Техническое задание

1. мощность на выходном валу Р₂=10,0 кВт;

2. угловая скорость выходного вала ω₂=9,5*π рад/с;

3. срок службы привода L=10 лет;

4. коэффициент ширины ψ_ba=0.5

5. частота вращения n₁=727 об/мин.

 

Рисунок 1 – кинематическая схема привода.

 

Представить расчетно-пояснительную записку с расчетом привода.

Выполнить:

1. сборочный чертеж редуктора;

2. рабочие чертежи деталей редуктора.

Выбор электродвигателя

 

Для выбора электродвигателя определяют его требуемую мощность и частоту вращения.

Требуемая мощность электродвигателя

 

Р_э.тр=Р₂/(η₁²*η_2*η₃) , Вт                                                    (1.1)

 

Где:

η₁=0,98 – КПД муфты

η₂=0,98 – КПД цилиндрической передачи закрытой;

η₃=0,99 – КПД подшипников.

 

Р_э.тр=10/(0,99²*0,97*0,99)=10,63 кВт.

 

Определяем диапазон частот вращения вала электродвигателя:

 

n_эдв=n₂*U_ред – требуемая частота вращения вала электродвигателя:

 

где n₂=30*ω₂/π=30*9,5* π/ π=285 мин^-1 – частота вращения выходного вала редуктора;

U_ред=2,4…6,3 – рекомендуемое значение передаточного числа цилиндрического редуктора;

При U_ред=2,5; n_эдв=285*2,5=712 мин^-1;

При U_ред=6,3; n_эдв=285*6,3=1795,5 мин^-1;

Выбираем двигатель АИР160S6, n_эдв=970мин^-1; Р_эдв=11кВт.

 

Кинематический расчет

 

Общее передаточное число

 

u=n_эдв/n₂=970/285=3,4

 

Частота вращения и угловая скорость валов

- Для ведущего вала:

 

n₁ = n_эдв = 970 мин^-1,

ω₁ = π* n₁/30 = π*970/30 = 101,52 с^-1;

 

- Для ведомого вала:

 

n₂ = n₁/U_ред = 970/3,4 = 285 мин^-1,

ω₂ = π* n₂/30 = π*285/30 = 29,83 с^-1;

 

Крутящие моменты на валах

- Для ведомого вала:

 

Т₂ = Р₂/ω₂ = 1000/(9,5* π)=335 Н*м;

 

- Для ведомого вала:

 

Т₁ = Т₂/(u* η₁²*η₂) = 335/(3,4*0,995²*0,98) = 103,78 Н*м.

 

Расчет цилиндрической передачи

 

Для цилиндрической передачи назначаем косозубые колеса.

Материал для изготовления:

1) шестерни – сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость НВ = 269…302. Примем НВ₁ = 290

2) колеса – сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ = 235…262. Примем НВ₂ = 240.

Допускаемые напряжения

Допускаемые контактные [σ]_Н и изгибные [σ]_F напряжения вычисляют по следующим формулам:

 

[σ]_H = (σ_Hlim*Z_N*Z_R*Z_V)/S_H                                                                                        (3.1)

 

Z_N =1 – коэффициент долговечности;

Z_R =1 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости;

Z_V =1 – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;

S_H =1,1 – коэффициент, запаса прочности для улучшенных сталей

 

σ_Hlim =2 HBср+70 – для улучшенных сталей

σ_Hlim =2*290+70=650МПа

 

- Для шестерни:

 

σ_Hlim =2*290+70=650 МПа

 

- Для колеса:

 

[σ]_H2 = 2*240+70= 550 МПа

 

Допускаемые напряжения изгиба зубьев.

 

[σ]_F = σ_Flim * Y_F *Y_R *Y_A / S_F                                                                              (3.2)

σ_Flim = 1,75НВ_ср – для улучшенных сталей

 

- Для шестерни:

 

[σ]_F1 = 1,75*290= 507,5 МПа

 

- Для колеса:

 

[σ]_F2 = 1,75*240=420МПа

 

Межосевое расстояние (предварительное значение):

a_w^’ = k(u ± 1)³                                                          (3.3)

a_w^’ = 10 (2,55+1)³ = 133 мм.

 

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния:

 

a_w = k_a(u+1)³  (3.4)

 

где

К_а = 450 – для прямозубых колес;

К_Н - коэффициент нагрузки;

 

К_Н = К_HV*K_Hβ*K_Hα                                                               (3.5)

 

Коэффициент внутренней динамики нагружения, зависящий от степени точности, окружной скорости и твердости рабочих поверхностей (выбирается по таблице)

K_HV = 1,15

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине:

 

K_Hβ = 1+(K_Hβ⁰- 1)K_HW                                                                                         (3.6)

 

Коэффициент:

 

ψ_bd = 0,5 *ψ_ba(u+1)                                                 (3.7)

ψ_bd = 0,5*0,5(2,55+1) = 0,8875

 

К_Hβ⁰ = 1,03 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы (выбирается по таблице)

 

K_Hβ = 1+(1,03-1)*0,28=1,0084

 

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями:

 

К_Hα = 1+(К⁰_Hα-1) К_HW                                                  (3.8)

 

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями в начальный период работы:

для прямозубых передач

 

К_Hα⁰ = 1+0,06(n_cт - 5)                                             (3.9) 

 

Где n_cт – степень точности. Назначаем степень точности n_cт = 8

 

К_Hα⁰ = 1+0,06(8 - 5) = 1,18

К_Hw = 0,28 – коэффициент, учитывающий приработку зубьев, зависящий от окружной скорости ( находится по таблице для зубчатого колеса с меньшей твердостью)

Окружная скорость:

 

                                                                 (3.10)

ν = = 2,92

 

Принимаем ν =3.

 

К_Hα = 1+(1,18 - 1)*0,28=1,0504

 

Таким образом, подставив полученные значения в формулу (3.5), получим:

 

К_Н = 1,15*1,0084*1,0504 = 1,218

 

Тогда межосевое расстояние:

 

a_w = 450*(2,55+1)³ = 128,25 мм

 

округлим до кратного пяти. Принимаем а_w = 130 мм.

 

Предварительные основные размеры зубчатого колеса.

Диаметр колеса:

 

                                                                        (3.11)

мм

 

Ширина зубчатого колеса:

 

b₂ =ψ_ba*a_w                                                                        (3.12)

b₂= 0,5*130 = 65 мм

 

принимаем b₂ = 63 мм.

Ширина шестерни:

 

b_{1 =} b₂ +(4…6) = 63+4 = 67 мм.

 

Модуль передачи.

Максимально допустимое значение модуля

 

m_max ≈                                                        (3.13)

m_max ≈

 

Минимально допустимое значение модуля

 

m_min =                                               (3.14)                  

 

Коэффициент нагрузки для расчетов на изгибную прочность

K_F = K_FV*K_Fβ*K_Fα                                                            (3.15)

 

Где

K_FV = 1,03 – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения;

K_Fβ = 0,18+0,82+1,03=1,0246 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца;

K_Fα = K⁰_Hα = 1,18 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

 

K_F = 1,3*1,0246*1,78 = 2,37

m_min =

 

В первом приближении принимаем значение модуля m = 3

Суммарное число зубьев.

 

                                                            (3.16)

β_min = 0

 зубьев

 

Число зубьев шестерни.

 

                                                                          (3.17)

 зубьев

 

Число зубьев шестерни Z₁ должно быть в пределах 17≤Z₁≤25, поэтому изменяем модуль передачи m.

Принимаем m = 4 во втором приближении.

Суммарное число зубьев

 

 зубьев

 

Число зубьев шестерни:

 

зубьев; 17˂18˂25

 

Число зубьев зубчатого колеса:

 

Z₂ = Z_s - Z₁                                                                                                                         (3.18)

Z₂ = 65 – 18 = 47 зубьев

 

Фактическое передаточное число.

 

                                                              (3.19)

 

Погрешность:

Δ u = ≤ 3 %                               (3.20)

Δ u =

Диаметры колес делительные.

- диаметр шестерни:

 

d₁ = Z₁ / cosβ                                                         (3.21)

d₁= 18*4/1= 72 мм

 

- диаметр колеса:

 

d₂ = 2a_w – d₁                                                         (3.22)

d₂= 2*130-72=188 мм

 

Диаметры d_a и d_f окружностей вершин и впадин зубьев колес.

- Для шестерни:

 

d_a1 = d₁ + 2*(1 + x₁ –y )*m                                              (3.23)

d_a1 = 72 + 2*(1 + 0 - 0)*4=80 мм

d_f1 = d₁ - 2 *(1,25 - x₁)m                                                   (3.24)

d_f1 = 72 – 2*(1,25 - 0)*4=62 мм

 

- Для зубчатого колеса:

 

d_{a2 =} d₂+2*(1+x₂-y)*m = 188+2*(1+0-0)*4=196 мм

d_{f2 =} d₂-2*(1,25-x₂)*m = 188-2*(1,25-0)*4= 178 мм

 

где

y = - (a_w - a)/m = - (130 - 130) /4 = 0 – коэффициент воспринимаемого смещения

a = 0,5*m*(Z₂+Z₁) = 0,5*4*(47 + 18) = 130 – делительное межосевое расстояние, мм

x₁ =0 –коэффициент смещения шестерни;

x₂= - x₁ = 0 – коэффициент смещения зубчатого колеса.

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

Расчетное значение

 

σ_{H =} [σ]_H                                                                                                  (3.25)

σ_H = = 522<591 мПа

 

Погрешность

 

∆σ_H =                                                         (3.26)        

∆σ_H

 

Силы в зацеплении.

- окружная

 

F_t = (2*3¹⁰*T₁)/d₁                                                                       (3.27)        

F_t =

 

радиальная

 

F_r = F_t*tgα/cosβ                                                                (3.28)        

F_r =  = 3986*0,364 = 1451H

осевая

F_a=F_t * tgβ                                                                                 (3.29)        

F_a = 3986*0 = 0 H

Проверка зубьев колес по направлениям изгиба.

Расчетное значение изгиба в зубьях колеса:

 

σ_F2 =                                         (3.30)                  

σ_F2=

 

Расчетное значение изгиба в зубьях шестерни:

 

σ_F1 = σ_F2 Y_FS2 [σ]_F1                                                                                                                  (3.31)        

σ_F1 = = 85,1 <194 мПа