Привод механический

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ  РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

УЧРЕЖДЕНИЕ ОБРАЗАВАНИЯ

«БРЕСТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ  ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Кафедра «Техническая эксплуатация автомобилей»

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ПРИВОД МЕХАНИЧЕСКИЙ

 

Пояснительная записка

 

ДМ 09 – 01.00.00.00 ПЗ

 

 

 

 

 

Студент группы

 

Руководитель проекта

 

 

2007

СОДЕРЖАНИЕ

 

Задание по курсовому  проектированию       3

Техническое задание          4

Введение            5

1 Выбор электродвигателя  и кинематический расчет привода   6

2 Расчет передач редуктора         8

3 Выбор типов подшипников качения для опор валов редуктора и схем их установки            25

4 Проектный расчет  и разработка конструкций валов  редуктора. Выбор типоразмеров  подшипников качения и муфт      28

5 Конструирование насадных колес редуктора      34

6 Конструирование корпуса и компоновка редуктора. смазывание и смазочные устройства            36

7 Расчет соединений  вал – ступица        43

8 Проверочный расчет  валов редуктора       44

9 Проверочный расчет  предварительно выбранных подшипников  качения на заданный ресурс. Выбор посадок        49

Используемые источники         51

 

Введение

В машиностроении большое  место занимает передаточный механизм, наиболее широкое распространение  получили механизмы зубчатого зацепления.

Они используются в качестве приводов и грузоподъемных механизмов.

Целью проекта является спроектировать 2-х ступенчатый привод червячно – цилиндрического редуктора. Необходимо выполнить расчеты передач и деталей общего машиностроительного назначения.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Исходные данные: крутящий момент =2000 Н*м, угловая скорость  ω= 1,0 рад/с, число зубьев звездочки Zвых = 8, тип редуктора – цилиндрический,режим работы – передача движения толчками,передачи привода нет,введена цепная передача

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

 

 

Для заданной схемы привода  принимаем КПД его элементов: КПД муфты соединительной η_м=0,98; КПД закрытой червячной передачи (предварительно) η_ч=0,85; КПД закрытой цилиндрической передачи (с учетом потерь в опорах) η_ц=0,97.

Тогда общий КПД привода

Требуемая мощность электродвигателя

Принимаем , для цилиндрической . Общее передаточное число привода

Частота вращения электродвигателя

Выбираем двигатель 4А100S2У3 мощность Р_э=4,0 кВт и частотой вращения вала n_э=2880 мин^-1.

Уточняем u_общ:

Передаточное число  редуктора

Передаточное число  тихоходной ступени

 

Определим характеристики каждого  из валов привода.

Вал I:

Вал II:

Вал III:

Кинематический расчет выполнен правильно, так как на его  выходе получили величины, соответствующие  исходным данным.

 

2. Расчет передач редуктора

 

2.1. Расчет тихоходной  ступени

 

2.1.1. Выбор варианта  термообработки зубчатых колес.

При Т₂=805,4 Нм<1400 Нм принимаем вариант термообработки I:

а) т.о. шестерни – улучшение, твердость поверхности 269…302 НВ;

б) т.о. колеса - улучшение, твердость поверхности 235…262 НВ;

в) марки сталей одинаковы  для шестерни и колеса:45.

 

2.1.2. Предварительное  определение допускаемого контактного  напряжения при проектном расчете  на сопротивление контактной  усталости.

Предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений:

а) для шестерни

где

б) для колеса

Базовое число циклов напряжений

Коэффициент, характеризующий интенсивность типовых режимов нагружения передачи при расчете на сопротивление контактной усталости, для заданного типового режима 1 μ_н=0,5.

Число зацеплений с₁=с₂=1.

Эквивалентное число  циклов напряжений:

 

Определим коэффициент долговечности.

Так как  > , то:

Так как  < , то:

Расчетный коэффициент  запаса прочности:

Предварительная величина допускаемого контактного напряжения:

Условное допускаемое  контактное напряжение:

Т.к. то

2.1.3 Определение межосевого  расстояния.

Коэффициент ширины венца  колеса

Коэффициент рабочей ширины венца  шестерни

Коэффициент, учитывающий неравномерное  распределение нагрузки по длине  контактных линий

Вспомогательный коэффициент 

Межосевое расстояние :

Принимаем стандартное  значение

 

2.1.4 Определение модуля передачи.

Принимаем стандартное значение

При этом выполняется  условие:

 

2.1.5 Определение угла наклона  зубьев, а так же чисел зубьев  шестерни и колеса.

Ширина венца колеса:

Коэффициент осевого перекрытия

Число зубьев шестерни

При этом, с целью исключения подрезания зубьев шестерни должно выполнятся условие

Число зубьев колеса

Уточняем окончательно значение угла

Уточняем величины

2.1.6 Определение фактического передаточного  числа рассчитываемой ступени  .

Отклонение  от равно 0.

 

2.1.7 Определение основных размеров  шестерни и колеса.

Диаметры делительные:

Проверка

Примем коэффициенты высоты головки зуба и радиального зазора Тогда диаметры окружностей вершин зубьев и впадин при коэффициентах и :

Ширина венца шестерни

Рабочая ширина венца зубчатой передачи

Уточним коэффициент 

Проверим условие 

Условие выполняется 

 

2.1.8 Проверка пригодности заготовок  зубчатых колес и выбор материала для их изготовления.

Условие пригодности  заготовки шестерни

Условие пригодности  заготовки колеса

 

2.1.9 Определение степени точности  передачи.

Окружная скорость шестерни и колеса

Степень точности 9.

 

2.1.10 Уточнение допускаемого контактного  напряжения при проверочном расчете  на сопротивление контактной  усталости.

Допускаемое контактное напряжение

Т.к. величины остались прежними, то прежней осталась величина

 

2.1.11 Определение сил действующих  в косозубом зацеплении.

Окружная сила на делительном  цилиндре в торцевом сечении косозубой  цилиндрической передачи:

При этом для шестерни и колеса:

Радиальная сила для  шестерни и колеса:

Осевая сила для шестерни и колеса:

 

2.1.12 Определение коэффициента нагрузки.

Коэффициент нагрузки при расчете  передачи на сопротивление контактной усталости

Коэффициент, учитывающий распределение  нагрузки между зубьями 

Коэффициент, учитывающий неравномерность  распределение нагрузки по длине контактных линий

Коэффициент, учитывающий  динамическую нагрузку, возникающую  в зацеплении:

- динамическая добавка

где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев, =0,02;

- коэффициент, учитывающий влияние  разности шагов зацепления зубьев  шестерни и колеса, =7,3.

 

 

2.1.13 Проверочный расчет  передачи на сопротивление контактной  усталости.

Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес 

Делительный угол профиля в торцевом сечении

Основной угол наклона  зубьев

Коэффициент, учитывающий  форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления

Коэффициент торцевого  перекрытия

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

Условие сопротивления  контактной усталости согласно ГОСТ 21354-87:

Сопротивление контактной усталости обеспечивается.

 

2.1.14 Определение допускаемого напряжения  изгиба при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе.

Принимаем:

для шестерни (т.о. улучшение)

для колеса (т.о. улучшение)

Принимаем величины для  шестерни и колеса:

Эквивалентное число циклов нагружения

Для шестерни и колеса

Тогда:

для шестерни

принимаем

для колеса

Согласно исходным данным привод индивидуальный и тогда

Окончательно допускаемое  напряжение изгиба:

 

2.1.15 Определение коэффициента нагрузки.

Коэффициент нагрузки

Физический смысл коэффициентов тот же, что и коэффициентов (здесь индекс F обозначает, что эти коэффициенты используются при расчете зубьев на изгиб).

 

2.1.16 Проверочный расчет  зубьев на сопротивление усталости  при изгибе.

Эквивалентное число зубьев

Коэффициент, учитывающий  форму зуба и концентрацию напряжений

Коэффициент, учитывающий  наклон зубьев

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

 

Условие сопротивления усталости  зубьев при изгибе согласно ГОСТ 21354-87:

Сопротивление усталости  зубьев шестерни и колеса при изгибе обеспечивается.

 

2.1.17 Проверочный расчет  передачи на контактную прочность  при действии пиковой нагрузки.

Определим предельно  допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса:

для шестерни (т.о. улучшение)

для колеса (т.о. улучшение)

Максимальное контактное напряжение при перегрузке

2.1.18 Проверочный расчет  передачи при изгибе пиковой  нагрузкой.

Определим предельно  допускаемое напряжение изгиба для  шестерни и колеса:

для шестерни (т.о. улучшение)

для колеса (т.о. улучшение)