Проэктирование привода рабочей машины

 

 

9 сх.   табл.        вар.    

Содержание

 

Введение

1 Кинематический и энергетический расчет привода

2 Расчет ременной передачи

3 Расчет редукторных передач

3.1 Расчет допускаемых  напряжений

3.2 Расчет тихоходной  ступени редуктора

3.3 Расчет быстроходной ступени редуктора

4 Расчет основных  элементов редуктора

5 Проверочный  расчет вала 

6 Расчет подшипников  выходного вала 

7 Расчет шпонок  редуктора 

8 Выбор муфты 

9 Описания системы  смазки 

Список литературы

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение

 

Технический уровень  всех отраслей народного хозяйства  в значительной степени определяется уровнем развития машиностроения. Основная задача машиностроения – выпускать  машины не требующие капитального ремонта  за весь период эксплуатации. Текущие  ремонты должны быть простыми и несложными. Одним из направлений решения этой задачи является совершенствование и развитие конструкций и методов расчетов создаваемых машин и подготовка высококвалифицированных инженеров. В связи с этим в курсе «Детали машин» предусмотрено выполнение курсового проекта, в ходе которого, приобретаются навыки практического приложения теоретических знаний, полученных при изучении общетехнических дисциплин. Задания на курсовой проект составляются так, чтобы можно было освоить и проработать наибольшее число общих элементов машин. Выполнив все расчеты элементов привода студент должен сконструировать их и скомпоновать в единый агрегат.

В заданном курсовом проекте нужно по полученному заданию сделать энергетический и кинематический расчет привода, рассчитать передачи, валы, выбрать и проверить подшипники, муфту и смазку, сконструировать редуктор и привод.

 

1 Кинематический  и энергетический расчет привода

 

 

F =             Н;

V =          м/с;

D =             м;

 

 

 

 

 

Рисунок 1 –  Кинематическая схема привода

 

Потребная мощность электродвигателя, кВт 

,    (1)

где  F – окружное усилие на барабане, F =         00 Н;

V – окружная скорость барабана, V =  0,       м/с;

 – общий кпд привода, 

 

,     (2)

 

 

где   - кпд ременной передачи, = 0,95;

- кпд быстроходной ступени  редуктора,  = 0,98;

- кпд тихоходной ступени редуктора, = 0,98.

КПД приведены  с учетом потерь в подшипниках.

= = 0,92

=          / =          кВт.

Назначаем передаточные числа передач редуктора

быстроходной  ступени редуктора   = 5;

тихоходной  ступени редуктора  = 4.

Частота вращения барабана, мин

,     (3)

где D – диаметр барабана, D = 0,         м.

=             мин .

По ГОСТ 19523-81 выбираем электродвигатель 4А         УЗ с частотой вращения мин , P =            кВт, = 2,2.

Уточняем передаточное число  привода

,      (4)

=

Определяем передаточное число ременной передачи

.     (5)

=            .

Мощность на валах привода, кВт

 кВт;

          кВт;

           кВт;

           кВт.

Частота вращения валов, мин

 мин ;

          мин ;

              мин ;

              мин .

Крутящий момент на валах, Н·м

     (6)

 Н·м;

               Н·м;

                Н·м;

                Н·м.

 

Результаты  расчетов сводим в таблицу 1.

 

 

 

Таблица 1

Вал	P, кВт	T, Н·м	n, мин	u
I				5 4	0,96 0,98 0,98
II
III
IV

 

 

 

2 Расчет ременной  передачи

 

Исходные данные: =           кВт, =            мин , u =

По рис. 12.23 [1] выбираем сечения ремня «          ».

По рис.           [1] определяем номинальную мощность, передаваемую одним ремнем =            кВт, и диаметр ведущего шкива =            мм.

Диаметр ведомого шкива, мм

      (7)

=            ·               =                мм

Назначаем предварительно межосевое расстояние передачи

           мм.

Угол обхвата ремнем ведущего шкива,   °

    (8)

                °.

Длина ремня, мм

    (9)

=                мм.

  Выбираем ремень стандартной длины l =            мм.

 

Уточняем межосевое  расстояние

  (10)

Расчетная мощность, передаваемая одним ремнем, кВт

,    (11)

где    - коэффициент угла обхвата ремнем ведущего шкива, =    [1];

- коэффициент длины ремня,  =   [1];

- коэффициент передаточного  числа,  =  [1];

- коэффициент режима работы, = 1,1  [1].

P = =  кВт.

 

 

 

 

 

Определяем число ремней передачи

,     (12)

где   - коэффициент количества ремней, =              [1].

             .  Принимаем  z =   шт.

Сила натяжения  одного ремня, Н

,   (13)

где   - окружная скорость ведущего шкива, м/с

,     (14)

     м/с;

- сила натяжения ремня от  инерционных нагрузок, Н

,      (15)

где  q – масса одного погонного метра ремня, q =              кг/м,

  Н.

     Н.

 

3 Расчет редукторных передач

3.1 Расчет допускаемых  напряжений

 

Для всех шестерен и колес выбираем сталь 40Х с  термообработкой улучшение, твердость HB =260, HB =230, пределе текучести = 550 МПа (табл. 8.8 [1]).

Предел контактной выносливости, МПа

,     (16)

 МПа,   МПа.

Коэффициент безопасности (табл. 8.9 [1])  .

Базовое число циклов нагружения (рис.8.40 [1])

, .

Суммарное число циклов

,     (17)

где   - суммарное время работы редуктора, = 10 000 ч.

Для тихоходной ступени 

.

.

Коэффициент долговечности 

    (18)

= 0,  , принимаем .

= 0,  , принимаем .

 

 

 

 

 

Допускаемые контактные напряжения (табл.8.9 [1]).

     (19)

МПа;  МПа;

Для колеса и  шестерни быстроходной ступени  , следовательно допускаемые напряжения принимаем такими же, как и для тихоходной ступени.

Предел выносливости при  изгибе, МПа (табл. 8.9 [1])

      (20)

МПа;   МПа.

Коэффициент безопасности  (табл. 8,9 [1]).

Базовое число циклов .

Коэффициент долговечности 

    (21)

Так как  для всех колес, принимаем .

Допускаемые напряжения изгиба

     (22)

МПа,  МПа.

 

 

3.2 Расчет тихоходной  ступени редуктора

 

Исходные данные: ; ; ; u = 4.

Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния

(табл. 8.4 [1]).

Коэффициент ширины шестерни относительно делительного диаметра

     (23)

.

Коэффициент концентрации нагрузки (рис. 8.15 [1])

Межосевое расстояние, м

,   (24)

где   - приведенный модуль упругости,  Па.

       мм.

По ряду принимаем   мм.

Ширина колеса, мм

      (25)

      мм, принимаем    мм.

 

 

Коэффициент ширины колеса относительно модуля (табл. 8.5 [1]) .

 

 

 

Нормальный модуль, мм

 мм.    (26)

  мм.

Принимаем стандартный модуль   мм (табл. 8.1 [1]).

Делительные диаметры, мм

,     (27)

=  мм.

      (28)

=         мм.

Коэффициент осевого  перекрытия =1,2.

Угол наклона зубьев

     (29)

0,     ,           °.

Число зубьев шестерни и  колеса

   (табл. 8.6 [1]).   (30)

         , принимаем   .

.      (31)

      .

Угол наклона зубьев по межосевому расстоянию, °

.    (32)

   ,           °.

Окружная скорость, м/с   (14)

     м/с.

Назначаем 9 степень  точности (табл. 8.2. [1]).

Коэффициент динамической нагрузки (табл.8.3 [1])

Коэффициент расчетной нагрузки

,     (33)

.

Коэффициент торцевого перекрытия

    (34)

1, .

Коэффициент повышения прочности  зубьев по контактным напряжениям 

    (35)

0, .

Угол зацепления =20°.

 

Контактные  напряжения, МПа

   (36)

 

 

        МПа ≤ МПа.

Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса

     (37)

  .

   .

Коэффициент формы  зуба шестерни и колеса при  (рис. 8.20 [1])

  ,   .

          ,            .

Далее расчет ведем  по колесу, т.к. для него меньшее соотношение  .

Коэффициент неравномерности  нагрузки одновременно зацепляющихся  пар зубьев (табл. 8.7 [1]).

Коэффициент, учитывающий  повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии

     (38)

0,     .

Коэффициент повышения прочности косозубых передач

     (39)

0,     .

Коэффициент динамической нагрузки, (табл.8.3 [1]).

Коэффициент концентрации нагрузки, (табл. 8.15 [1]).

Коэффициент расчетной нагрузки

     (40)

.

Окружная сила в зацеплении, Н

      (41)

       Н.

Напряжение  изгиба, МПа

     (42)