Курсовая работа (т): Проект привода с цилиндрическим зубчатым редуктором

Проект привода с цилиндрическим зубчатым редуктором

СОДЕРЖАНИЕ

Задание

.   Энерго-кинематический расчёт

2.      Расчёт быстроходной цилиндрической передачи

2.1 Выбор материалов

2.2    Проектировочный расчёт передачи

2.3 Геометрические размеры передачи

2.4    Проверочный расчёт по контактным напряжениям

.5      Силы в зацеплении

.6      Проверочный расчёт по напряжениям изгиба

.7      Проверочный расчёт на статическую прочность10

3. Расчёт тихоходной цилиндрической передачи0

3.1 Выбор материалов

3.2 Проектировочный расчёт передачи

3.3    Геометрические размеры передачи

.4      Проверочный расчёт по контактным напряжениям

.5      Силы в зацеплении

.6      Проверочный расчёт по напряжениям изгиба

.7      Проверочный расчёт на статическую прочность

4. Расчёт открытой цилиндрической передачи

4.1 Выбор материалов

.2 Проектировочный расчёт передачи

.3 Геометрические размеры передачи

.4 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

.5 Силы в зацеплении

.6 Проверочный расчёт по изгибным напряжениям

.7 Проверочный расчёт на статическую прочность

5. Расчёт элементов корпуса

. Выбор и расчёт подшипников

6.1 Реакции опор в вертикальной плоскости

.2 Расчёт реакций опор и изгибающих моментов промежуточного вала

.3 Расчёт тихоходного вала

.4 Расчёт подшипников быстроходного вала

.5 Расчёт подшипников промежуточного вала

7. Уточнённый расчёт валов

. Расчёт шпоночных соединений

. Выбор масла

. Выбор муфт

Список использованной литературы

ЗАДАНИЕ

Спроектировать привод

Рдв = 7,5 кВт, Uпр = 30, п_дв = 1500 мин-1

Рисунок 1 - Схема привода: 1 - электродвигатель, 2 - муфта, 3 - редуктор соосный, 4 - открытая цилиндрическая передача

1. ЭНЕРГО-КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ

Находим КПД привода, учитывая, что:

h_цил - КПД закрытой цилиндрической передачи, h_цил = 0,96;

h_от - КПД открытой цилиндрической передачи, h_цил = 0,95;

h_м - КПД муфты, h_м = 0,98;

h_п - КПД пары подшипников, h_п = 0,99.

h_пр = h_м h_цил²h_п³ = 0,98 · 0,95· 0,96² · 0,99³ = 0,8852

Значения к.п.д. для различных типов передач и подшипников приведены в табл. 1.

Таблица 1

По мощности 7,5 кВт выбираем следующие электродвигатели

. АИР112М2У3 P=7,5 кВт, n=2895 мин^-1

2. АИР132S4У3 P= 7,5 кВт, n=1440 мин^-1

3. АИР132M6У3 P= 7,5 кВт, n=960 мин^-1

4. АИР160S8У3 P= 7,5 кВт, n=727 мин^-1

По условиям задания принимаем двигатель АИР132S4У3 P= 7,5 кВт, n=1440 мин^-1

Выбираем электродвигатель трёхфазный асинхронный короткозамкнутый закрытый обдуваемый АИР132М6У3 ТУ 16-525.564-84

АИР - серия;

- высота оси центров;

S - установочный размер по длине станины;

- число полюсов;

У3 - категория климатического размещения.

Мощность электродвигателя Р_дв = 7,5 кВт, число оборотов n_дв =1440 мин^-1_.

Определяем и частоту вращения приводного вала:

Число оборотов электродвигателя

n_дв = n_IV ×u_б×u_тих u_от

Коэффициент относительной ширины

ближайшее стандартное передаточное число 5

Принимаем u_б = 5 - передаточное число быстроходной передачи;

u_тих = 4 - передаточное число тихоходной передачи

Передаточное число открытой цилиндрической передачи

Уточняем передаточные числа быстроходной и тихоходной ступеней редуктора

Так как n_дв = 1440 мин^-1, то

Мощности на валах

Р_II = Р_дв h_м h_п = 7,5 · 0,98 · 0,99 = 7,27 (кВт)

Р_III = Р_II h_цил h_п =7,27 · 0,96 · 0,99 = 6,91 (кВт)

Р_IV = Р_III h_цилh_п = 6,91 · 0,96 · 0,95 = 6,3 (кВт)

Частоты вращения валов

n_I = n_дв = 1440 мин^-1

n_II = n_I /u_б = 1440/5 = 288 мин^-1

n_III = n_II /u_т = 288/4,0 = 72 мин^-1

n_IV = n_III /u_от = 72/1,5 = 48 мин^-1

Определяем угловую скорость каждого вала по формуле

Крутящие моменты на валах находим по формуле

 (Нм)  (Нм)

 (Нм)  (Нм)

Определяем диаметры валов

Из каталога электродвигателей диаметр d_B1 = 38 мм, d_B2 = d_B1 = 38 мм

Диаметры остальных валов находим по формуле

где:[t]_K - пониженное допускаемое напряжение при кручении, принимаем [t]_K = 15…25 МПа, тогда

 мм, принимаем 50 мм

 мм, принимаем 65 мм

Результаты расчётов сводим в таблицу 2

Таблица 2

Результаты энерго-кинематического расчёта привода

2. РАСЧЁТ БЫСТРОХОДНОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

.1 Выбор материалов

Для цилиндрических зубчатых колёс целесообразно принимать такие сочетания материалов и термической обработки, для которых твёрдость зубьев шестерни была бы значительно выше твёрдости колеса

Выбираем для шестерни - сталь 40Х, закалка, твёрдость сердцевины 269…302 НВ, твёрдость зубьев 48…53 HRC_э.

Среднее значение твёрдости Н₁^пов=0,5(48+53)=50,5 HRC_э или 490 НВ. Предел текучести s_т1 = 750 МП. Для колеса - сталь 50, улучшение, твёрдость зубьев 269…302 НВ. Среднее значение твёрдости Н₂^пов=0,5(269+302)=285,5, s_т = 530 МПа.

Таблица 3

При таком выборе материалов и термообработки будет обеспечена приработка зубьев.

Допускаемые контактные напряжения при расчёте на сопротивление усталости

,

где s_HR - базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев при базе испытаний, МПа;

Для шестерни s_HR1 = 18 HRC_э +150 = 18 ×50,5 + 150 =1059 МПа

Для колеса s_HR2 = s_HR1 = 2НВ₂ + 70 = 2×285,5 + 70 = 601 МПа

Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей, выбираем по табл. 1.2 Z_R=1

Коэффициент, учитывающий влияние скорости, выбираем из табл. 1.3 Zv= 1

Находим базу испытаний, зависящую от твёрдости

Для шестерни

N_HG1=30HB^2,4=30 × 490 ^2,4 = 8,58 × 10⁷

Для колеса

N_HG2=30HB^2,4=30 × 285,5^2,4 = 2,35 × 10⁷

Оцениваем суммарный ресурс

L_h = 365К_год24К_сут = 4 × 365 × 0,66 × 24 × 0,5 = 11563,2 ч

Определяем суммарное число циклов нагружений при числе зацеплений каждого зуба за один оборот, с=1.

Для шестерни

N_H1=N_S1=60cn₁L_h = 60 × 960× 11563,2=6,66×10⁸

Для колеса

N_H2=N_S2= N_S1 / u = 6,66×10⁸ /5,02 = 1,32 ×10⁸

Для заданного режима нагружения коэффициент эквивалентности по контактным напряжениям К_НБ оценивается по формуле при m = 6 по циклограмме нагрузки

Тогда эквивалентное число циклов нагружений зубьев шестерни

N_HE1=N_SK_HE= 6,66 ×10⁸×0,54= 3,59×10⁸

колеса

N_HE2= N_HE1/u = 3,59×10⁸ /5,02 = 7,1 × 10⁷

Так как N_HE1 > N_HG1 и N_HE2 > N_{HG2 ,} то коэффициенты долговечности Z_N1,2 = 1

S_H - коэффициент безопасности, рекомендуется S_H = 1,1 при нормализации, улучшении или объёмной закалке; S_H = 1,2 при поверхностной закалке, цементации, азотировании;

Для шестерни  МПа

Для колеса  МПа

Допускаемые контактные напряжения, используемые в расчёте, находим по формуле

[s_Н]_р = 0,45([s_Н]₁ + [s_Н]₂) = 0,45(962,73+583)=695,58 <1,25[s_Н]₂ = 1,25×583=729

Допустимые контактные напряжения для проверки статической прочности зубьев

Для шестерни s_FR1 = 500 МПа

Для колеса 1,8НВ = 1,8 ×285,5 = 514 МПа

Допускаемые изгибные напряжения.

При расчете зубьев на изгиб допускаемое изгибное напряжение может быть определено таблице 4:

Таблица 4

Для заданного режима нагружения коэффициент эквивалентности по изгибным напряжениям К_FE оценивается по формуле при m = 6

Тогда эквивалентное число циклов нагружений зубьев

шестерни

N_FE1=N_SK_FE= 6,66 ×10⁸×0,39= 2,59×10⁷

колеса

N_FE2= N_FE1/u = 2,59×10⁸ /5,02 = 5,1 × 10⁶

Так как N_FE1 > N_FG2 > N_FG =2,4 ×10⁶_, то коэффициенты Y_N1=Y_N2=1

S_F - коэффициент безопасности, рекомендуется S_F = 1,75

Напряжения изгиба

Для шестерни  МПа

Для колеса  МПа

Допустимые напряжения изгиба для проверки статической прочности зубьев

Для шестерни [s_F]_max1 = 1400 МПа

Для колеса [s_F]_max2 = 2,7HB = 2,7 × 285,5 = 770 МПа

.2 Проектировочный расчёт передачи

Принимаем предварительно угол наклона зубьев b = 10 °.

Число зубьев шестерни

Округляем до целого числа, принимаем 19 зубьев

Определяем число зубьев колеса

z₂ = z₁ u = 19 × 5,02 = 95,38 = 95

Уточняем угол наклона зубьев

 b = 20,2165° или 20°12’39’’

Рисунок 2

2.3 Геометрические размеры передачи

Находим делительные диаметры шестерни и колеса, мм

(мм)

(мм)

Действительное передаточное число

Отклонение этого значения

Проверка  (мм)

Диаметры вершин зубьев

d_a1 = d₁ + 2m_n = 60 + 2 × 3,0 = 66 мм

d_a2 = d₂ + 2m_n = 300 + 2 × 3,0 = 306 мм

 мм

Однако, поскольку редуктор соосный принимаем межосевое расстояние тихоходной ступени а_w = 180 мм.

Определяем ширину колеса

b₁ = y_ba · a_w = 0,4 · 107,31 = 42,92 (мм),

Округляем до целого числа, принимаем 43 мм. Ширину шестерни принимаем на 2…5 мм больше колеса, принимаем b₁ = 48 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

.4 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Окружная скорость колёс с степень точности передачи

 (м/с)