Автор работы: Пользователь скрыл имя, 14 Ноября 2014 в 01:46, курсовая работа
Цель курсового проектирования – систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надёжность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность.
Редуктором называют механизм, выполненный в виде самостоятельного агрегата с целью понижения частоты вращения ведущего вала и увеличения вращающего момента на ведомом валу.
Редуктор состоит из зубчатых или червячных передач, установленных в отдельном герметичном корпусе, что принципиально отличает его от зубчатой или червячной передачи, встраиваемой в исполнительный механизм или машину.
Введение 3
1 Проектный расчет прямозубой зубчатой передачи 7
1.1 Определение геометрических параметров зубчатой передачи 7
1.2 Подбор материалов шестерни по заданному материалу колеса и
определение допускаемых напряжений 10
1.3 Определение расчетного крутящего момента, который
может передавать редуктор 11
2 Кинематический расчет привода 12
2.1 Определение скорости вращения выходного вала привода 12
2.2 Выбор типа дополнительной передачи 12
2.3 Расчет мощности тихоходного вала редуктора 13
2.4 Определение общего к.п.д. привода 13
2.5 Расчет требуемой мощности электродвигателя 13
2.6 Выбор типоразмера электродвигателя 13
2.7 Расчет мощности, частоты вращения и вращающих
моментов на валах редуктора 15
3 Расчет окружной скорости в зацеплении шестерни и колеса
и определение степени точности передачи 16
4 Компоновка редуктора 17
4.1 Проектный расчет валов 17
4.2 Подбор шпонок 20
4.3 Подбор подшипников 20
4.4 Подбор уплотнений 21
4.5 Расчет конструктивных элементов шестерни и колеса 22
5 Выполнение компоновочного эскиза редуктора 23
6 Проверочный расчет зубчатой передачи 29
6.1 Расчет на выносливость по контактным напряжениям 29
6.2 Расчет на усталость по напряжениям изгиба 30
7 Проверочный расчет вала на выносливость 32
8 Расчет долговечности подшипников 38
9 Расчет прочности шпоночных соединений 39
9.1 Расчет по напряжениям смятия 39
9.2 Расчет по напряжениям среза 40
10 Расчет конструктивных элементов корпуса редуктора 41
11 Выбор смазочных материалов и устройств 43
12 Выбор соединительной муфты 44
Список использованной литературы 45
Число зубьев шестерни и колеса находится из решения системы уравнений ([1], стр.142)
где z1 – число зубьев шестерни;
z2 – число зубьев колеса;
u– передаточное число понижающей передачи редуктора;
zS – суммарное число зубьев.
Расчёты удобно вести в табличной форме (таблица 1.1), где в первую колонку вписаны стандартные модули (таблица П1, [5]), входящие в определённый по формуле (1.1) промежуток.
Таблица 1.1 - Расчёты параметров зубчатой передачи
Модуль m, мм |
Суммарное число зубьев ZΣ |
Число зубьев колеса Z2 |
Число зубьев шестерни Z1 |
Фактическое передаточное число uФ |
Погрешность
δu, % |
Вывод |
2 |
200 |
160 |
40 |
4 |
0 |
принимаем |
2,5 |
160 |
128 |
32 |
4,3 |
0 |
Не принимаем |
3 |
133 |
106 |
27 |
3,9 |
2 |
Не принимаем |
Во вторую колонку внесём суммарные числа зубьев, посчитанные по формуле
ZΣ = ×
ZΣ3 = × =200; ZΣ4 = × = 160; ZΣ5 = × = 133.
Фактическое передаточное число определяем по формуле:
uф =
uф3 = = 4; uф3 = = 4,3; uф3 = = 3,92;
Погрешность передаточного
числа определяем по формуле:
δu = × 100%
где u – заданное передаточное число редуктора.
δu1 = × 100% = 0%.; δu2 = × 100% =0 %;
δu3 = × 100% =2 %.
Погрешность 0,5 % допустима ([1] таблица 9.2 примечание 3), фактическое передаточное число наиболее близко к заданному передаточному числу редуктора. Для дальнейших расчётов принимаем модуль m= 2 мм.
– длительные диаметры зубчатых
колёс определяем по формуле:
d = m×z,
d1 = 2×40 = 80мм;
d2 = 2×160 = 320 мм;
Проверка проводится
по формуле:
а ред = , мм;
где а ред – заданное межосевое расстояние редуктора.
Проверка должна сойтись точно, без каких-либо округлений и подгонок.
аред == 200 мм
Диаметры окружностей выступов зубьев определяем по формуле:
dа = d+ 2 · m,
dа1 = 80 + 2 · 2 = 84 мм
dа2 = 320+2·2= 324 мм
Диаметры окружностей впадин зубьев определяем по формуле:
d∫= d– 2, 5×m,
d∫1 = 80 – 2,5×2=75мм;
d∫2= 320 – 2,5 × 2 =315 мм
Рабочую ширину зубчатых колёс определяем по формуле:
b = Ψba×a,
где Ψhβ = 0,4 – коэффициент рабочей ширины зубчатого колеса по межосевому
расстоянию.
b =0,315×200 = 63 мм
Ширину зубчатого венца шестерни определяем по формуле:
b1 = b+..10,
b1 = 63 +5 = 68 мм.
Ширину зубчатого венца колеса определяем по формуле:
Все рассчитанные геометрические параметры сводятся в табл. 1.2.
Таблица 1.2 Геометрические размеры цилиндрической зубчатой передачи.
Название |
Межосевое расстояние а, мм |
Модуль m, мм |
Число зубьев Z |
Длина зуба bмм |
Диаметры, мм | ||
d |
dа |
dʃ | |||||
шестерня |
200 |
2 |
40 |
68 |
80 |
84 |
75 |
колесо |
160 |
63 |
320 |
324 |
315 |
1.2 Подбор материалов шестерни по заданному материалу колеса и определение допускаемых напряжений.
Необходимая прочность шестерни определяется по формуле:
НВ1≥ НВ2 + (20 … 30);
где НВ2– средняя твердость материала колеса, у стали 50 НВ2 = 180...229 (таблица П6 [5]).
Средняя твердость материала колеса определяется по формуле:
НВ2= ,
Тогда НВ2= 204,5; НВ1=230
Допускаемые контактные напряжения для прямозубых передач определяют раздельно для шестерни и колеса (и принимают окончательно меньшее значение):
Определяем расчётный крутящий момент, который может передать редуктор.
Допустимые контактные напряжения определяем по ([1], формуле 9.10);
= 0,9 ·МПа
где σHLimb– предел контактной выносливости поверхности зубьев, МПа. ([5], таблица П3);
КНL – коэффициент долговечности КНL = 1, ([1], страница 151);
SH – коэффициент безопасностиSH = 1,1 ([1], страница 151);
= 0,9·= 351,8 МПа; =432
lim b=2*229+70=528
Допускаемое напряжение при расчете на усталость зубьев при изгибе определяем по формуле([1], формула 9.14);
= ×МПа
где σFLimb - предел контактной выносливости зубьев при изгибе ([5], таблица П3), МПа;
КFL– коэффициент долговечности КFL = 1([1], страница 151);
SF – коэффициент безопасностиSF = 2 ( большие значения для литых заготовок);
Крс– коэффициент категории нагрузки; при односторонней нагрузке (нереверсивный
редуктор)Крс= 1, [5];
= × 1 = 258,8 МПа.
=HB+260
1=440; 2=489
Расчётный крутящий момент на колесе определяем по ([1], формуле 9.39);
Т2 = , Н · мм
где КНβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки
по длине зуба, КНβ= 1,1 ([1], таблица 9.17);
Ка – коэффициент межосевого расстояния, учитывающий вид зацепления
зубьев, для прямозубой передачи Ка = 49,5;
Ψba = 0,4 – коэффициент рабочей ширины зубчатого колеса по межосевому
расстоянию.
Т2 = = 496321 Н · мм
2Кинематический расчет привода
2.1 Определение частоты вращения выходного вала привода (вала барабана)
Частоту вращения выходного вала(см. рисунок 1) определяем по формуле:
nвых = ×××
где V = 1 – окружная скорость барабана, м/с;
D = 400 – диаметр барабана, мм.
nвых = ×××= 28,66
Угловую скорость вращения выходного вала определяем по формуле:
ω = ×
ω=×=3 рад/сек.
Предварительное определение передаточного числа открытой зубчатой передачи:
U0min=uф*uзлmin=4*3=12; U0max= uф*uзлmax=4*10=40
Определяем прямой частоты вращение электродвигателя:
*mpmin=nвых*u0min=28,66*12=
Ориентировочное значение общего передаточного числа:
ио = ,
где пc– частота вращения вала электродвигателя, мин-1;
пвых– частота вращения выходного вала редуктора, мин-1.
ио = = 34,9
nIII=nc/uф=1000/4=250
Угловая скорость: ωIII=nIII=3.14*250/30=26,17
Общее передаточное число привода получается достаточно большим, чтобы его можно было реализовать, применив только одноступенчатый редуктор. Поэтому в состав привода необходимо ввести дополнительную передачу.
Для этого используем клиноременную передачу.
Введем условные обозначения (таблица 2.1)
Таблица 2.1 – Условные обозначения в кинематическом расчете
Наименование |
Индекс |
Входной вал привода |
вх |
Выходной вал привода |
вых |
Быстроходный вал редуктора |
I |
Тихоходный вал редуктора |
II |
Параметры шестерни |
1 |
Параметры колеса |
2 |
Клиноременные передачи включают в состав приводов конвейеров, где возможны перегрузки. При этом их устанавливают между двигателем и одноступенчатым цилиндрическим редуктором (рисунок 1). Таким образом, клиноременная передача является быстроходной, а редуктор тихоходным, что и задано в исходных данных для расчёта данного проекта.
Далее производим кинематический расчёт с тихоходным редуктором и быстроходной клиноременной передачей.
М – электродвигатель;
1 – дополнительная быстроходная клиноременная передача;2 – тихоходный цилиндрический одноступенчатый редуктор;3 – соединительная муфта;4 – приводной барабан;
5 – лента конвейера;I – быстроходный вал редуктора;II – тихоходный вал редуктора.
Рисунок 2.1 Кинематическая схема привода ленточного транспортёра с тихоходным редуктором.
2.3 Расчёт мощности выходного (тихоходного) вала редуктора.
Мощность выходного вала определяем по ([1], формуле 5.4);
РII = Т2× ωIII
где Т2–крутящий момент на колесе (формула 1,00), кН · м
ω – угловая скорость выходного вала, с-1
РII =0,496321*26,17=12,99=13 кВт.
Расчет требуемой мощности и выбор электродвигателя:
Рэтр=РII/*зз**пп, КВТ
Рэтр==13,54 КВТ
где ηзз– к.п.д. одной ступни закрытой зубчатой передачи (табл. П.7);
ηпп- к.п.д. одной пары подшипников качения.
По табл. П8…П9 принимается асинхронный короткозамкнутый электродвигатель переменного тока напряжением 380 в.
Типоразмер 160М6
Мощность РЭ=15 кВт,
Синхронная частота вращения n
Скольжение (в процентах и долях единицы) S =2.6% S =0.026
Кратность максимального момента =max/Tmin=2.2
Диаметр вала электродвигателя d1=42мм.
Уточнение кинематического параметра привода
Общее передаточное число:
u0=nф/nвых
u0=974/28,66=34
Фактическая частота вращения вала двигателя производится по ([1], формуле 5.7):
пФ =пС· (1 – S), об/мин
где пС– синхронная частота вращения ротора двигателя, об/мин
S – скольжение.
пФ =974 об/мин
Фактическое передаточное число зубчатой передачи определяется по формуле:
uзп=u0/uф=34/4=8,5
где иф– фактическое передаточное число привода;
Частота вращений и угловая скорость быстроходного вала редуктора(выходного вала привода):
nI= об/мин
ωI = × рад/сек
ωI = ×102 рад/сек
Частота вращения и угловая скорость тихоходного вала редуктора :
nII= , об/мин
nII= = 243,5 об/мин.
ωII = × рад/сек
ωII = ×25,5 рад/сек
Мощность на I – валу редуктора:
РI = Рэ× *м× *пп, кВт
где РЭ – мощность выбранного электродвигателя;
ηм– к.п.д. соединительной муфты (табл. П.7).
Мощность на II – валу редуктора:
РII = РI×*м×*пп, кВт
РII = 14,7×0,97×0,99 = 14,1кВт
Вращающий момент на быстроходном и тихоходном валах редуктора соответственно:
ТI = ×, Н × м
ТI = = 144 Н × м
ТII = ×, Н × м
ТII = = 553 Н × м.
Расчет окружной скорости в зацеплении шестерни и колеса и определение степени точности передачи:
Окружная скорость определяется по формуле:
ν = , м/с
где n 1– частота вращения вала шестерни, n1= 973об/мин;
d1– длительный диаметр шестерни, d1 = 86мм.
ν = = 4,08 м/с.
ν = = 4,08 м/с.
2.4 Определение общего КПД привода.
Общий КПД привода определяется по ([1], формуле 5.6);
*о = *рем × *зз× *3пп,