Курсовая на тему Курсовая работа 130214-01

Титульник
Задание
Спроектировать привод.

В состав привода входят следующие передачи:

1 - закрытая зубчатая цилиндрическая передача;
2 - закрытая зубчатая цилиндрическая передача.



Сила на выходном элементе привода F = 3,2 кН.
Скорость на ленте (цепи) привода V = 0,8 м/с.
Диаметр выходного элемента привода D = 250 мм.

Содержание
1 Введение
2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
3 Расчёт быстроходной зубчатой цилиндрической передачи
4 Расчёт тихоходной зубчатой цилиндрической передачи
5 Предварительный расчёт валов
6 Конструктивные размеры шестерен и колёс
7 Выбор муфт
8 Проверка прочности шпоночных соединений
9 Конструктивные размеры корпуса редуктора
10 Расчёт реакций в опорах
11 Построение эпюр моментов на валах
12 Проверка долговечности подшипников
13 Уточненный расчёт валов
14 Выбор сорта масла
15 Выбор посадок
16 Технология сборки редуктора
17 Заключение
18 Список использованной литературы
Введение
Целью данной работы является проектирование привода.
Наиболее существенную часть задания составляет расчет и проектирование редуктора.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и др. В отдельных случаях в корпус редуктора помещают устройства для смазывания или охлаждения зацеплений и подшипников.
Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: по типу передачи (зубчатые, червячные, зубчато-червячные), по числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.), по типу зубчатых колес (цилиндрические, конические), по относительному расположению валов (горизонтальные, вертикальные).



Рис. 1. Двухступенчатый цилиндрический горизонтальный редуктор
с раздвоенной быстроходной ступенью


Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.
Привод составлен из асинхронного двигателя, двухступенчатого цилиндрического редуктора. Редуктор является горизонтальным.
Данный курсовой проект включает в себя сборочный чертеж редуктора. Деталирование ведомого вала редуктора, крышки подшипника и цилиндрического колеса.
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
По табл. 1.1[2] примем следующие значения КПД:
- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: ?1 = 0,97
- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: ?2 = 0,97

Общий КПД привода вычисляем по формуле:

? = ?1 · ?2 · ?подш.3 · ?муфты2 (2.1)

где ?подш. = 0,99 - КПД одной пары подшипников.
???????муфты = 0,98 - КПД одной муфты.
Подставляя, получим:

? = 0,97 · 0,97 · 0,993 · 0,982 = 0,877

Угловая скорость на выходном валу будет:

?вых. =  (2.2)

Подставляя соответствующие значения, получаем:

?вых. =  = 6,4 рад/с

Требуемая мощность двигателя будет:

Pтреб. =  (2.3)

После подстановки имеем:

Pтреб. =  = 2,919 кВт

В таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 112MA6 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 1000 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=3 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 950 об/мин,

Угловая скорость:

?двиг. =  (2.4)

В итоге получаем:

?двиг. =  = 99,484 рад/с.

Oбщее передаточное отношение:

uобщ. =  (2.5)

После подстановки получаем:

uобщ. =  = 15,544

Суммарное передаточное число редуктора :

uред. = 15,544

По формулам из таблицы 1.3[2] для двухступенчатого редуктора, выполненного по разветвлённой схеме, для тихоходной передачи получаем передаточное число:

u2 = 0.88 ·  (2.6)

Подставляя, получим:

u2 = 0.88 ·  = 3,469

Примем u2 = 3,55

Тогда передаточное число для быстроходной передачи:

u1 =  (2.7)

Подставляя, получим:

uред. =  = 4,379

Примем u1 = 4,5

Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу.

Таблица 2.1. Частоты и угловые скорости вращения валов.
Вал
 Частота вращения, об./мин
 Угловая скорость вращения, рад/с

 Вал 1-й
 n1 = nдвиг. = 950
 ?1 = ?двиг. = 99,484

 Вал 2-й
 n2 =  =  = 211,111
 ?2 =  =  = 22,108

 Вал 3-й
 n3 =  =  = 59,468
 ?3 =  =  = 6,227


Мощности на валах:

P1 = Pтреб. · ?подш. · ?(муфты 1) = 2,919 · 103 · 0,99 · 0,98 = 2832,014 Вт

P2 = P1 · ?1 · ?подш. = 2832,014 · 0,97 · 0,99 = 2719,583 Вт

P3 = P2 · ?2 · ?подш. = 2719,583 · 0,97 · 0,99 = 2611,615 Вт

Вращающие моменты на валах:

T1 =  =  = 28467,03 Н·мм

T2 =  =  = 123013,525 Н·мм

T3 =  =  = 419401,799 Н·мм
Расчёт быстроходной зубчатой цилиндрической передачи


Рис. 3.1



Проектный расчёт

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. табл. 2.1-2.3[2]):

- для шестерни:
сталь: 45
термическая обработка: улучшение
твердость: HB 300

- для колеса:
сталь: 45
термическая обработка: улучшение
твердость: HB 270

Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]) , будут:

[?]H =  , (3.1)

По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :

?H lim b = 2 · HB + 70 . (3.2)

?H lim(шестерня) = 2 · 300 + 70 = 670 МПа;
?H lim(колесо) = 2 · 270 + 70 = 610 МПа;

ZN - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимаем ZN = 1; коэффициент безопасности [SH]=1,1.

ZR = 0,9 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев.

Zv - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости: Zv = 1...1,15 .

Предварительное значение межосевого расстояния:

a?' = K · (u1 + 1) ·  (3.3)
здесь T(шест.) =  =  = 14233,515 Н·мм. В формуле момент T1 делится на 2, так как предполагается, что момент равномерно распределяется на шестерни раздвоенных передач. К - коэффициент поверхностной твёрдости зубьев, для данных сталей К=10, тогда:

a?' = 10 · (4,5 + 1) ·  = 80,735 мм.

Окружная скорость Vпредв.:

Vпредв. =  (3.4)

Vпредв. =  = 1,46 м/с

По найденной скорости получим Zv:

Zv = 0.85 · Vпредв.0.1 = 0.85 · 1,460.1 = 0,883 (3.5)

Принимаем Zv = 1.

Допустимые контактные напряжения:

для шестерни [?]H1 =  = 548,182 МПа;

для колеса [?]H2 =  = 499,091 МПа;

Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:

[?]H = [?]H2 = 499,091 МПа.

Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]) , будут:

[?]F = , (3.6)

По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем

?F lim(шестерни) = 540 МПа;
?F lim(колесо) = 486 МПа;

YN - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимаем YN = 1; коэффициент безопасности SF = 1,7.

YR = 1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями.

YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При нереверсивной нагрузке для материалов шестерни и колеса YA = 1 (стр. 16[2]).

Допустимые напряжения изгиба:

для шестерни [?]F1 =  = 317,647 МПа;

для колеса [?]F2 =  = 285,882 МПа;

По таблице 2.5[2] выбираем 9-ю степень точности.
Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле (стр. 18[2]):

a? = Ka · (u1 + 1)1 ·  , (3.7)

где Кa = 450 - для прямозубой передачи, для несимметрично расположенной цилиндрической передачи выбираем ?ba = 0,25; KH - коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:

KH = KHv · KH? · KH? (3.8)

где KHv = 1,074 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (выбирается по табл. 2.6[2]); KH? - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. Коэффициент KH? определяют по формуле:

KH? = 1 + (KH?o - 1) · KH? (3.9)

Зубья зубчатых колёс могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становиться более равномерным. Для определения коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы KH?o предварительно вычисляем ориентировочное значение коэффициента ?bd:

?bd = 0.5 · ?ba · (u + 1) = 0.5 · 0,25 · (4,5 + 1) = 0,688 (3.10)

По таблице 2.7[2] KH?o = 1,098. KH? = 0,265 - коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8[2]). Тогда:

KH? = 1 + (1,098 - 1) · 0,265 = 1,026 (3.11)

Коэффициент KH? определяют по формуле:

KH? = 1 + (KH?o - 1) · KH? (3.12)

KH?o - коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешность шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности для прямозубой передачи:

KH?o = 1 + 0.06 · (nст - 5) = 1 + 0.06 · (9 - 5) = 1,24 (3.13)

KH? = 1 + (1,24 - 1) · 0,265 = 1,064

В итоге:

KH = 1,074 · 1,026 · 1,064 = 1,172

Тогда:

a? = 450 · (4,5 + 1) ·  = 96,639 мм.здесь T(колеса) - момент, который приходится на колесо одной из двух раздвоенных передач, T(колеса) =  =  = 61506,762 Н·мм.

Принимаем ближайшее значение a? по стандартному ряду: a? = 100 мм.

Предварительные основные размеры колеса:
Делительный диаметр:

d2 =  =  = 163,636 мм. (3.14)

Ширина:

b2 = ?ba · a? = 0,25 · 100 = 25 мм. (3.15)

Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания:

mmax ?  =  = 2,139 мм. (3.16)

Минимально допустимый модуль mmin, мм, определяют из условия прочности:

mmin =  (3.17)

где Km = 3.4 · 103 - для прямозубых передач; [?]F - наименьшее из значений [?]F1 и [?]F2.
Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:

KF = KFv · KF? · KF? (3.18)

Здесь коэффициент KFv = 1,161 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Находится по табл. 2.9[2] в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей. KF? - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле:

KF? = 0.18 + 0.82 · KH?o = 0.18 + 0.82 · 1,098 = 1,08 (3.19)

KF? = KH?o = 1,24 - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.

Тогда:

KF = 1,161 · 1,08 · 1,24 = 1,555

mmin =  = 0,579 мм.

Из полученного диапазона (mmin...mmax) модулей принимаем значение m, согласуя его со стандартным: m = 1.
Для прямозубой передачи предварительно принимаем угол наклона зубьев: ? = 0o.
Суммарное число зубьев:

Z? =  =  = 200 (3.20)

После этого определяется действительное значение угла ?o наклона зубьев:

? =  =  = 0o (3.21)

Число зубьев шестерни:

z1 =  ? z1min = 17 (для прямозубой передачи). (3.22)

z1 =  = 36,364

Принимаем z1 = 37

Коэффициент смещения x1 = 0 при z1 ? 17.

Для колеса внешнего зацепления x2 = -x1 = 0
Число зубьев колеса внешнего зацепления:

z2 = Z? - z1 = 200 - 37 = 163 (3.23)

Фактическое передаточное число:

uф =  =  = 4,405 (3.24)

Фактическое значение передаточного числа отличается на 2,1%, что не более, чем допустимые 3% для двухступенчатого редуктора.

Делительное межосевое расстояние:

a = 0.5 · m · (z2 + z1) = 0.5 · 1 · (163 + 37) = 100 мм. (3.25)

Коэффициент воспринимаемого смещения:

y =  =  = 0 (3.26)

Диаметры колёс:

Рис. 3.2

делительные диаметры:

d1 =  =  = 37 мм. (3.27)

d2 = 2 · a? - d1 = 2 · 100 - 37 = 163 мм. (3.28)

диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:

da1 = d1 + 2 · (1 + x1 - y) · m = 37 + 2 · (1 + 0 - 0) · 1 = 39 мм. (3.29)

df1