Проектирование механического привода

Министерство образования  и науки РФ

«Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия (СибАДИ)»

Нижневартовский филиал

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Проектирование механического  привода

 

 

 

Пояснительная записка

к курсовому проекту  по дисциплине

«Детали машин и основы конструирования»

ДМ ___-___.00.00 ПЗ

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Нижневартовск 2013 

СОДЕРЖАНИЕ

 

Задание 3

Введение 4

1 Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя 5

2 Расчет цилиндрических зубчатых передач на прочность 7

3 Расчет вала на статистическую прочность и выносливость 15

4 Выбор подшипников качения 20

5 Выбор шпонок и проверочный расчет их на прочность 21

6 Выбор стандартной муфты 21

Литература 22

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ВВЕДЕНИЕ

 

Редукторы широко применяются  в разных отраслях промышленности. Это объясняется тем, что они могут передавать в широком диапазоне крутящие моменты, обеспечивать необходимые передаточные числа, редукторы обладают высоким коэффициентом полезного действия, не сложностью конструкции, удобством монтажа и демонтажа. Редукторы широко используются в среднем, в тяжелом машиностроении, для приводов рабочих клетей прокатных станов, вращающихся печей, шаровых мельниц и других машин.

 

 

 

 

 

 

 

 

1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ привода и выбор электроДВИГАТЕЛЯ

 

1.1 Определение частоты вращения тихоходного вала

n₂ = 9,55∙ω₂

n₂ = 9,55∙ 38 =362.9 об/мин

1.2 Определение требуемой мощности электродвигателя

Р_тр.э = Р₂/h_пр,

где h_пр – к.п.д. привода

h_пр = h_пер × h²_п.к. × h_м,

где h_пер – к.п.д. передачи, h _п.к. – к.п.д. одной пары подшипников качения,  
h _м – к.п.д. муфты.

Примем:

h_{зуб.цил.} = 0,97

h_п.к. = 0,995

h_м = 0,98

h_пр = 0,97 × 0,995² × 0,98 = 0,94;

Р_тр.э =7.8/0,94 =8.3 кВт.

1.3 Предварительное определение частоты вращения вала электродвигателя

n¢₁ = n¢_э = n₂×u¢,

где u¢ – предварительное значение передаточного числа редуктора

Примем  u_{зуб. цил.} = 4

n¢₁ = n¢_э = 362.9×4 =1451.6 об/мин.

1.4 Выбор электродвигателя

Условие выбора:

Р_э ³ Р_тр.э;

n_э » n¢_э.

Согласно условию выбираем электродвигатель марки 4А132М4  ,     n_э=n₁=1440 об/мин, Р_э =11кВт.

1.5 Определение фактического значения придаточного числа редуктора

u = n_э/ n₂;

u = 1440/ 362.9 =4  .

1.6 Определение мощности на быстроходном валу

Р₁ = Р₂/(h_{зуб.цил.}×h²_п.к.)

Р₁ = 7.8/(0,97×0,995²) =8.1 кВт.

1.7 Определение крутящих моментов на валах редуктора

Т₁ = 9550×Р₁/ n₁;

Т₂ = 9550×Р₂/ n₂;

Т₁ = 9550×8.1/ 1440 =53.7 Н×м;

Т₂ = 9550×7.8/362.9 =205.2Н×м.

Полученные данные сведем в таблицу

Таблица 1

№ вала	Мощность, кВт	Частота вращения, об/мин	Крутящий момент, Н×м
1	Р1 =8.1	n1 =1440	Т1 =53.7
2	Р2 =7.8	n2 =362.9	Т2 =205.2
Передаточное число u =4

 

2 РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ НА ПРОЧНОСТЬ

 

2.1 Выбор материала зубчатых колес и вида термообработки

Принимаем для зубчатого колеса материал Ст 40ХН , термообработка улучшение с твердостью260 НВ, для шестерни принимаем материал Ст40ХН с термообработкой улучшение , твердость 290НВ.

 

2.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:

,

где – предел контактной выносливости поверхности зубьев, – коэффициент безопасности, – коэффициент долговечности.

Для стали Ст40 с термообработкой улучшение принимаем  , 2*НВ+70 МПа, .

Для стали Ст40 с термообработкой  улучшение принимаем

 

1.1 , 2*НВ+70 МПа, .

 

Тогда допускаемые контактные напряжения:

МПа; МПа.

 

Для косозубой передачи в качестве допускаемого контактного напряжения принимают условное допускаемое контактное напряжение, вычисляемое по формуле:

МПа.

 

Допускаемые напряжения изгиба зубьев определяется по формуле:

,

где – предел выносливости зубьев при изгибе, – коэффициент безопасности, – коэффициент долговечности.

Для стали Ст40ХН с термообработкой улучшение принимаем

1.75 , 650 МПа, .

Для стали Cт40ХН с термообработкой улучшение   принимаем 1.75, 520  МПа, .

Тогда допускаемые напряжения изгиба будут равны:

 МПа;

МПа.

2.3 Предварительный выбор угла наклона зубьев

Принимаем β =8 º.

2.4 Выбор коэффициента ширины зубчатых колес

По таблице 4 при симметричном расположении зубчатого колеса относительно опор и при твердости поверхностей зубьев  1НВ принимаем 1.2

2.5 Проектировочный расчет на контактную выносливость

2.5.1 Предварительное значение начального диаметра шестерни

,

где К_d – вспомогательный коэффициент, равный 675  МПа^1/3 для    передач, Т₁ – крутящий момент на валу шестерни, 1,08

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине  венца.

мм.

 

2.5.2 Нормальный модуль зубьев

мм.

Из стандартного ряда по ГОСТ 9563-60 примем m = 1,5.

2.5.3 Межосевое расстояние передачи

;

мм.

2.5.4 Суммарное число зубьев

;

.

2.5.5 Число зубьев шестерни и колеса

;

.

2.5.6 Фактическое значение передаточного числа

.

2.5.7 Действительный угол наклона зубьев

º.

2.5.8 Начальные диаметры зубчатых колес

39 мм;

 160 мм.

При этом должно выполняться  условие:

мм.

Условие выполнено.

Т.к. передача без смещения, начальные и делительные окружности совпадают, т.е.

2.5.9 Диаметры вершин  зубьев

мм;

мм.

2.5.10 Диаметры впадин  зубьев

мм;

мм.

2.5.11 Рабочая ширина  зубчатого венца

Рабочая ширина зубчатого  венца равна ширине венца колеса, т.е.

;

= 46,8 ≈ 47 мм.

Ширина венца шестерни:

мм;

52 мм;

2.6 Определение окружной скорости зубчатых колес

м/с.

2.7 Выбор степени точности зубчатых колес

В зависимости от окружной скорости по таблице 6 выбираем 8 степень точности.

2.8 Проверочные расчеты зубчатой передачи

2.8.1 Расчет на контактную выносливость

Формула проверочного расчета

.

Коэффициент, учитывающий  форму сопряженных зубьев

  .

Коэффициент, учитывающий  механический свойства материалов сопряженных зубчатых колес

Коэффициент торцового  перекрытия

;

1,71

Коэффициент, учитывающий  суммарную длину контактных линий

1/1,71=0,76

Окружная сила в зацеплении

;

Н.

Коэффициент, учитывающий  влияние вида зубчатой передачи, по таблице 7

0,002 .

Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, по таблице 8

100.

Удельная окружная динамическая сила

;

0,002*100*3,9* 4,5=3,51Н/мм.

 

Коэффициент, учитывающий  распределение нагрузки по ширине венца

1,08

Удельная расчетная  окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации

;

2864/46,8*1,08=190,7Н/мм.

 

Коэффициент, учитывающий  динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении

  .

Удельная расчетная  окружная сила

;

 238/46,8*1,08*454,87=2498,28 Н/мм.

 

Действительное контактное напряжение

479,5МПа.

2.8.2 Расчет на выносливость по напряжениям изгиба

Эквивалентные числа  зубьев

                              26 / 0,97 = 26,8 ;

                              106 / 0,97 = 109,27.

 

        

 

                               Коэффициенты формы зуба

3,9 ;

3,6 .

Находим соотношения

;

.

Делаем вывод, что слабым звеном по напряжениям изгиба является     косозубой , для которого(ой) и проведем проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба.

Условие прочности зуба шестерни (колеса) по напряжениям изгиба

Коэффициент, учитывающий наклон зуба

.

Коэффициент, учитывающий  распределение нагрузки по ширине венца

1,15.

Коэффициент, учитывающий  вид зубчатой передачи

0,006 .

Удельная окружная динамическая сила

;

0,006*73*3,9*1,44= 2,45 Н/мм.

 

 

 

 

 

Удельная расчетная  окружная сила в зоне её наибольшей концентрации

 

2864/46,8*1,15 = 70,36 Н/мм.

 

Коэффициент, учитывающий  динамическую нагрузку в зацеплении

.

Удельная расчетная окружная сила

;

(2864/46,8)*1,15*1,052 = 74,03 Н/мм.

 

Действительное напряжение изгиба

3,6*0,095*  = 16,88 ≤ 297,1 МПа.

 

Проверочные расчеты  показали, что контактная и изгибная прочность соблюдаются.

2.9 Определение усилий в зацеплении

- окружная сила

 2864 Н;

- радиальная сила

1041,45 Н;

- осевая сила

2864 *0,14 = 400,96 Н.

 

3 РАСЧЕТ ВАЛА НА СТАТИСТИЧЕСКУЮ ПРОЧНОСТЬ И ВЫНОСЛИВОСТЬ

 

3.1 Расчет вала на статическую прочность

Определяем реакции  в опорах и изгибающие моменты, действующие  в основных сечениях вала.

а) горизонтальная плоскость

Определяем опорные  реакции от окружных сил:

1432 Н.

Изгибающий момент в опасном сечении:

1432 ∙ 6 = 8592 Н∙м.

б) вертикальная плоскость

Определяем опорные  реакции от радикальных и осевых сил: