Курсовая на тему Курсовая работа 130405-03

Титульник
Задание
Спроектировать привод.

В состав привода входят следующие передачи:

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




Мощность на выходном валу Р = 6 кВт.
Частота вращения выходного вала n = 8,482 рад/сек.
Срок службы L = 5 лет.

Содержание
1 Введение 4
2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 5
3 Расчёт зубчатой цилиндрической передачи 7
4 Расчёт цепной передачи 15
5 Предварительный расчёт валов 21
6 Конструктивные размеры шестерен и колёс 22
7 Выбор муфты на входном валу привода 24
8 Проверка прочности шпоночных соединений 25
9 Конструктивные размеры корпуса редуктора 27
10 Расчёт реакций в опорах 28
11 Построение эпюр моментов на валах 30
12 Проверка долговечности подшипников 34
13 Уточненный расчёт валов 37
14 Выбор сорта масла 44
15 Выбор посадок 45
16 Технология сборки редуктора 52
17 Заключение 53
18 Список использованной литературы 54
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.


Рис. 1. Одноступенчатый горизонтальный редуктор
с цилиндрическими зубчатыми колесами

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).
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, одноступенчатого цилиндрического редуктора и открытой цепной передачи.
Данный курсовой проект включает в себя сборочный чертеж редуктора, деталирование ведомого вала, зубчатого колеса и крышки подшипника.
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
По табл. 1.1[2] примем следующие значения КПД:
- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: ?1 = 0,97
- для открытой цепной передачи: ?2 = 0,92

Общий КПД привода вычисляем по формуле:

? = ?1 · ?2 · ?подш.3 · ?муфты (2.1)

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

? = 0,97 · 0,92 · 0,993 · 0,98 = 0,849

Требуемая мощность двигателя будет:

Pтреб. =  (2.2)

После подстановки имеем:

Pвых. =  = 7,067 кВт

В таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 132M6 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 1000 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=7,5 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 960 об/мин,

Угловая скорость:

?двиг. =  (2.3)

В итоге получаем:

?двиг. =  = 100,531 рад/с.

Oбщее передаточное отношение:

uобщ. =  (2.4)

После подстановки получаем:

uобщ. =  = 11,852

Руководствуясь таблицами 1.2[2] и 1.3[2], для передач выбрали следующие передаточные числа:

u1 = 5
u2 = 2,37

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. = 960
 ?1 = ?двиг. = 100,531

 Вал 2-й
 n2 =  =  = 192
 ?2 =  =  = 20,106

 Вал 3-й
 n3 =  =  = 81,013
 ?3 =  =  = 8,484


Мощности на валах:

P1 = Pтреб. · ?подш. · ?муфты = 7,067 · 103 · 0,99 · 0,98 = 6856,403 Вт

P2 = P1 · ?1 · ?подш. = 6856,403 · 0,97 · 0,99 = 6584,204 Вт

P3 = P2 · ?2 · ?подш. = 6584,204 · 0,92 · 0,99 = 5996,893 Вт

Вращающие моменты на валах:

T1 =  =  = 68201,878 Н·мм

T2 =  =  = 327474,585 Н·мм

T3 =  =  = 706847,36 Н·мм
Расчёт 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: 40ХН
термическая обработка: улучшение
твердость: HB 260

- для колеса:
сталь: 40ХН
термическая обработка: улучшение
твердость: HB 245

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 · 260 + 70 = 590 МПа;
?H lim(колесо) = 2 · 245 + 70 = 560 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 К - коэффициент поверхностной твёрдости зубьев, для данных сталей К=10, тогда:

a?' = 10 · (5 + 1) ·  = 143,36 мм.

Окружная скорость Vпредв.:

Vпредв. =  (3.4)

Vпредв. =  = 2,402 м/с

По найденной скорости получим Zv:

Zv = 0.85 · Vпредв.0.1 = 0.85 · 2,4020.1 = 0,928 (3.5)

Принимаем Zv = 1.

Допустимые контактные напряжения:

для шестерни [?]H1 =  = 482,727 МПа;

для колеса [?]H2 =  = 458,182 МПа;

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

[?]H = [?]H2 = 458,182 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) = 468 МПа;
?F lim(колесо) = 441 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 =  = 275,294 МПа;

для колеса [?]F2 =  = 259,412 МПа;

По таблице 2.5[2] выбираем 8-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 = 0,315; KH - коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:

KH = KHv · KH? · KH? (3.8)

где KHv = 1,12 - 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 · 0,315 · (5 + 1) = 0,945 (3.10)

По таблице 2.7[2] KH?o = 1,45. KH? = 0,274 - коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8[2]). Тогда:

KH? = 1 + (1,45 - 1) · 0,274 = 1,123 (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 · (8 - 5) = 1,18 (3.13)

KH? = 1 + (1,18 - 1) · 0,274 = 1,049

В итоге:

KH = 1,12 · 1,123 · 1,049 = 1,319

Тогда:

a? = 450 · (5 + 1) ·  = 174,955 мм.здесь T2 = 327474,585 Н·мм - момент на колесе.

Принимаем ближайшее значение a? по стандартному ряду: a? = 180 мм.

Предварительные основные размеры колеса:
Делительный