Расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи

Задание 3/6

Спроектировать привод барабанной машины

1 – электродвигатель

2 – открытая ременная передача

3 – цилиндрический  одноступенчатый редуктор

4 – муфта

Pвых, кВт                                                   4,2

nвых, мин^-1                                                                120

Редуктор                                                   цилиндрический косозубый

Ременная передача                                  клиновым ремнем

Муфта                                                      упругая втулочно-пальцевая

Срок службы в годах при 2х- сменной работе 8

Подпись руководителя проекта ________________

Оглавление

Введение…………………………………………………………………5

1 Кинематический расчет привода   ……………………………………….. 7

2 Расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи………..……… 10        

3 Расчет ременной передачи…………………. …………………………… 17

4 Ориентировочный расчет валов …………………………………………20

5 Конструктивное оформление зубчатых колес………………                22

6 Конструирование корпуса и крышки редуктора………………………… 23

7 Предварительный подбор подшипников……….…………………………24

8 Эскизная компоновка редуктора…………………………………………...25

9 Проверочный расчет валов…………………………………………………25

10 Проверка подшипников на долговечность………………………………31

11 Подбор и проверка шпонок……………………………………………….33

12 Уточненный расчет ведомого вала на прочность………………………..34

13 Смазка зубчатых колес и подшипников………………………………….37

14 Сборка редуктора………………………………………………………….38

15 Выбор муфты………………………………………………………………38

16 Техника безопасности…………………………………………………... 39

17 Эксплуатация привода ……………………………………………………40

Библиографический список………………………………………….……. 41

Введение.

Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

Проектирование – это разработка общей конструкции изделия.

Конструирование – это дальнейшая разработка всех вопросов, решение которых необходимо для воплощения принципиальнойсхемы в реальную конструкцию.

Правила проектирования и оформления конструкторской документации стандартизированы. ГОСТ устанавливает следующие стадии разработки конструкторской документации на изделия всех отраслей промышленности и этапы выполнения работ: техническое задание, техническое предложение (при курсовом проектировании не разрабатывается), эскизный проект, технический проект, рабочая документация.

Техническое задание на курсовую работу содержит общие сведения о назначении и разработке создаваемой конструкции, предъявляемые к ней эксплуатационные требования, режим работы, ее основные характеристики.

Эскизный проект разрабатывается обычно в одном или нескольких вариантах и сопровождается обстоятельным расчетным анализом, в результате которого выбирается оптимальный вариант для последующей разработки.

Технический проект охватывает подробную конструктивную разработку всех элементов оптимального эскизного варианта с внесением необходимых поправок и изменений, рекомендованных при утверждении эскизного проекта.

Рабочая документация - заключительная стадия конструирования, включает в себя создание конструкторской документации, необходимой для изготовления всех деталей. В современных машинах привод является наиболее ответственным механизмом, через который передается силовой поток с соответствующим преобразованием его параметров. В связи с этим надежность работы машины, увеличение срока ее службы, возможности уменьшения габаритов и массы определяются качеством привода. Проектирование же приводов различных машин является важной инженерной задачей.

I. Кинематический расчет привода

Схема привода

1.2 Задача расчёта:

- подобрать электродвигатель по номинальной мощности и частоте вращения ведущего вала;

- определить общее передаточного число привода и его ступеней;

- определить мощность - Р, частоту вращения -n, угловую скорость -  и вращающий момент -Т на каждом валу привода.

Данные для расчёта

1. Мощность на рабочем валу Р_вых = 4,2 кВт
2. Частота вращения рабочего вала n_вых = 120 мин .

Условия расчёта

    Для устойчивой работы привода необходимо соблюдение условия: номинальная (расчетная) мощность электродвигателя должна быть меньше или равна мощности стандартного электродвигателя.

Р_ном  Р _дв.

Допускаются отклонения

Р_ном  Р _дв на 5%;

Р_ном  Р_дв до 10%.

Расчёт привода

Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От его мощности и частоты вращения его вала зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и ее привода.

1.5.1 Определяем общий коэффициент полезного действия привода

                                         ,                                (1.1)

где - КПД ременной передачи;

- КПД зубчатой передачи;

- КПД пары подшипников качения.

.

1.5.2 Определяем номинальную (требуемую) мощность двигателя Р_ном:

                                   Р_ном =  = =4,6 кВт.                             (1,2)

     По значению номинальной мощности по таблице выбираем электродвигатель большей мощности

                 Р_дв =5,5 кВт > Р_ном = 4,6 кВт.

Выбор оптимального типа двигателя зависит от кинематических характеристик рабочей машины. При этом надо учесть, что двигатели с большей частотой вращения (синхронной 3000 мин ) имеют низкий рабочий ресурс, а двигатели с низкими частотами (синхронной 750 мин ) весьма металлоемки, поэтому их нежелательно применять без особой необходимости в приводах общего назначения малой мощности.

 Для расчета выбираем  двигатель 4АМ132 S4УЗ, у которого

Р_дв= 5,5кВт, а n_ном= 1455мин .

 1.5.3 Определение передаточного числа привода и его ступеней

Передаточное число привода (u_общ)определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя (n_ном) к частоте вращения приводного вала рабочей машины (n_рм)  и равно произведению передаточных чисел редуктора (u_ред ) и ременной передачи (u_рп).

                               u_общ = = u_ред u_рп .                              (1.3)

                              u_общ = ;                                     (1.4)

Разбивка передаточного числа привода должна обеспечить компактность каждой ступени передачи.

С учетом рекомендаций для зубчатой передачи принимаем u_зп = 4,0

u_рп= = .                 (1,5)

 1.5.4. Определение силовых и кинематических параметров привода

       Силовые (мощность и вращательный момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитывают на валах исходя из требуемой ( расчетной) мощности двигателя Р_дви его номинальной частоты вращения n_ном.

      Определяем мощности на каждом валу привода:

                                Р₁ = Р_дв = 4,6 кВт;

Р₂ =  = = 4,4 кВт;

 Р₃ =  =  = 4,2 кВт.

Определяем частоту вращения каждого вала:

                                          n₁ = n_дв = 1455 мин^-1;

n₂ = мин^-1;

n₃ = мин^-1.

 Определяем угловые скорости каждого вала:

 = ;

 = ;

 = .

Определяем вращающие моменты на каждом валу привода:

Т = ;

Т₁ = ;

Т₂ = ;

Т₃= .

   Результаты расчётов сводим в таблицу 1.

   Таблица 1

   Силовые и кинематические параметры привода

Вал	Мощность Р, кВт	Частота вращения n, мин-1	Угловая скорость , c	Вращающий момент Т, Нм
I	4,6	1455	152	30
II	4,4	482	50,5	87
III	4,2	120	12,6	333

Заключение. Анализ силовых и кинематических расчетных параметров, приведенных в таблице 1 показывает, что проектируемый привод обеспечивает значение заданных выходных параметров,  Р_вых и n_вых соответствующих техническому заданию.

 

 

Расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи

2.1 Схема передачи

2.2 Задачи расчёта

- выбор материалов и вида термообработки зубчатых колес передачи;

- определение геометрических параметров передачи;

- определение сил в зацеплении;

-выполнение проверочного расчета на контактную прочность и изгиб.

2.3 Данные для расчёта

       Исходными данными для расчёта являются силовые и кинематические параметры передачи, приведенные в таблице 2.1.

Таблица 2.1

  Таблица силовых и кинематических параметров редуктора

Вал	Р, кВт	n, мин-1	, c-1	Т, Hм
II	4,4	482	50,5	87
III	4,2	120	12,6	333

2.4 Условия расчета

Надежная работа закрытой зубчатой передачи обеспечена при соблюдении условий прочности по контактным напряжениям и напряжениям изгиба.

                               , ,

где  и  - соответственно расчетные контактные и изгибные

                               напряжения проектируемой передачи;

      и  - соответственно допускаемые контактные и изгибные

                               напряжения материалов колес.

Допускается недогрузка передачи - <  не более 10% и перегрузка  >  до 5%.

0,9 [s]_F £ s_F £ 1,05 [s]_F.

2.5 Расчет зубчатой передачи

    В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническим заданием на курсовую работу, в мало- и средненагруженных передачах, а также в открытых передачах применяют стальные зубчатые колеса с твердостью  350НВ. При этом обеспечивается нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

Для увеличения нагрузочной способности передачи, уменьшения ее габаритов твердость шестерни HB₁ назначается больше твердости колеса HB₂,

                                 HB₁= HB₂+(20-50).                                        (2.1)

Рекомендуемый выбор материалов, термообработки и твердости колес приводятся в таблице 3.6 , а механические свойства сталей в таблице 3.1.

2.5.1. Выбор материалов для изготовления зубчатых колес

 Так как мощность привода меньше 10 кВт, то по рекомендации  выбираем для изготовления зубчатых колес редуктора стальные зубчатые колеса с твердостью НВ (НВ ). Принимаем материал: для колеса - сталь 40X, термообработка – улучшение, твердость сердцевины - 235HВ, твердость на поверхности - 261 НВ.

                            НВ_cр=(235+261)/2=248.

Для шестерни - сталь 40X, термообработка – улучшение, твердость   сердцевины - 268HВ, твердость на поверхности - 302 НВ.

НВ_cр=(268+302)/2=285.

HB₁=285>HB₂= 248 на 37 единиц , т.е. условие (2.1) выполняется.

 2.5.2 Определяем допускаемые контактные напряжения [σ]_Н и допускаемые напряжения изгиба [σ]_F

По таблице 3.6 определяем величину допускаемых контактных напряжений [σ]_Н в зависимости от твердости:

                           [σ]_H0=1,8НВ_cр+67Н/мм^2..                                  (2.2)

Учитывая, что срок службы привода 8 лет, принимаем коэффициент долговечности К_HL = 1, тогда получаем:

[σ] _Н1 = К_HL ^. [σ]_H01ср +67 = 1^. 1, 8 ^. 285+67 = 580 МПа;

[σ] _Н2 = К_HL ^. [σ]_{H02 ср} +67 = 1^. 1, 8 ^. 248+67 = 514 МПа.

   В качестве расчетных допускаемы напряжений принимаем:

                                           [ ]_H=0.45( [ ]_H1+[ ]_H2 ;                             (2.3)                                       

                                           [ ]_H=0.45(580+514)=493 Н/мм².

  Определяем допускаемое напряжение изгиба по таблице 6[2] в

           зависимости от НВ_ср

                                          [ ]_{F 0}=1.03HBср.                                             (2.4)                                                     

Учитывая, что срок службы привода 8 лет, принимаем коэффициент

долговечности К_FL= 1, тогда

                    [ ]_F1= К_FL 1,03HBср₁ = 1∙1,03∙ 285=294 Н/мм²;

                                  [ ]_F2= К_FL1,03 HBср₂ = 1∙1,03 ∙248= 256 Н/мм².

 2.5.3 Определяем межосевое расстояние редуктора

                                               ,                          (2.5)                                  

где К =430 - вспомогательный коэффициент для косозубой передачи;

 К_Нβ - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба,    принимается по таблице 4.1 в зависимости от коэффициента Ψ_bd ;

Ψ_bd - коэффициент ширины колеса относительно делительной окружности шестерни, его значение принимается по таблице 4.2;

  Ψ_вα =  - коэффициент ширины колеса относительно межосевого

                     расстояния.

При симметричности расположения шестерни относительно опор

Ψ_bd = 0,8…1,4, принимаем Ψ_bd = 1, тогда _Ψbα =  = 0,4 . 

Согласно значению Ψ_bd =1, при симметричном расположении колес и  

НВ  350 по таблице 4.1 принимаем значение

К_Нβ = 1,04, тогда

=130 мм.

Полученное значение  округляем до ближайшего значения ГОСТ 6636-69 по таблице 4.3 и окончательно принимаем   = 130 мм.

2.5.4 Определяем нормальный модуль зацепления 

m_n= ( ) = .

По таблице 4.4 принимаем m_n=2мм.

2.5.5  Определяем число зубьев шестерни z₁, приняв  = 10 ⁰, cos  = 0,98,

                                                          (2.6)

Принимаем z₁=25, тогда .

2.5.6 Уточняем передаточное число:

2.5.7 Уточняем фактический угол наклона зубьев:

                                       (2.7)

. 

    Рисунок 2.1 – Геометрические параметры зубчатого зацепления

2.5.8 Определяем геометрические параметры шестерни и колеса:

делительный диаметр:

                                                         (2.8)      

диаметр окружности вершин зубьев:

                                                      (2.9)                      

диаметр окружности впадин зубьев:

                                             (2.10)   

ширина венца колеса:

                                                           (2.11)             

Принимаем 55мм

ширина венца шестерни:

Уточняем межосевое расстояние:

   Данные сводим в таблицу геометрических параметров передачи.

Таблица 2.2

 Геометрические параметры зубчатого зацепления

Параметр	Шестерня	Колесо
Межосевое расстояние, , мм	130
Модуль зацепления, mn, мм	2	2
Угол наклона зубьев, β, град	320471511	320471511
Число зубьев, z	25	100
Делительный диаметр, d мм	52	208
Диаметр вершин зубьев, dа мм	56	2212
Диаметр впадин зубьев, df мм	47	203
Ширина венца, b, мм	65	55

2.5.9 Определяем окружную скорость колес:

;  d₂ - в мм,

для данной скорости по таблице 4.5 назначаем 8 степень точности изготовления зубчатых колес.

 2.5.10 Определение силовых параметров зацепления