Курсовая на тему Курсовая работа 111101-02 (зачетка 29)

З А Д А Н И Е
Спроектировать привод.

В состав привода входят следующие передачи:

1 - ременная передача с клиновым ремнём;
2 - закрытая зубчатая коническая передача;
3 - открытая цепная передача.



Сила на выходном элементе привода F = 2,1 кН.
Скорость на ленте (цепи) привода V = 0,55 м/с.
Шаг тяговой звёздочки t = 160 мм.
Количество зубьев тяговой звёздочки Z = 8.

Коэффициент годового использования Кг = 0,8.
Коэффициент использования в течении смены Кс = 0,3.
Срок службы L = 8 лет.

Содержание
1 Введение 4
2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 7
3 Расчёт клиноременной передачи 10
4 Расчёт зубчатой конической передачи 15
5 Расчёт цепной передачи 26
6 Предварительный расчёт валов 31
7 Конструктивные размеры шестерен и колёс 33
8 Проверка прочности шпоночных соединений 36
9 Конструктивные размеры корпуса редуктора 40
10 Расчёт реакций в опорах 42
11 Построение эпюр моментов на валах 45
12 Проверка долговечности подшипников 51
13 Уточненный расчёт валов 55
14 Выбор сорта масла 67
15 Выбор посадок 68
16 Технология сборки редуктора 69
17 Заключение 70
18 Список использованной литературы 71





Введение
Инженер-конструктор является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени определяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем, что заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.
При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.
Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.
К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.
Косозубые колеса применяют для ответственных передач при средних и высоких скоростях. Объем их применения - свыше 30% объема применения всех цилиндрических колес в машинах; и этот процент непрерывно возрастает. Косозубые колеса с твердыми поверхностями зубьев требуют повышенной защиты от загрязнений во избежание неравномерного износа по длине контактных линий и опасности выкрашивания.
Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.
Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.
При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д.
Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.
Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
По табл. 1.1[2] примем следующие значения КПД:
- для ременной передачи с клиновым ремнем: ?1 = 0,96
- для закрытой зубчатой конической передачи: ?2 = 0,97
- для открытой цепной передачи: ?3 = 0,92

Общий КПД привода будет:

? = ?1 · ?2 ·?3 · ?подш.3 = 0,96 · 0,97 · 0,92 · 0,993 = 0,831

где ?подш. = 0,99 - КПД одного подшипника.

Делительный диаметр тяговой звёздочки:

D =  =  = 418,1 мм

где t - шаг зубьев тяговой звёздочки, Z - количество зубьев тяговой звёздочки.

Угловая скорость на выходном валу будет:

?вых. =  =  = 2,631 рад/с

Требуемая мощность двигателя будет:

Pтреб. =  =  = 1,39 кВт

В таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 100L8 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 750 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=1,5 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 702 об/мин, угловая скорость

?двиг. =  =  = 73,513 рад/с.

Oбщее передаточное отношение:

u =  =  = 27,941

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

u1 = 3,96 – для ременной передачи;
u2 = 3,55 – для конической передачи;
u3 = 1,99 – для цепной передачи.

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

Вал 1-й
 n1 =  =  = 177,273 об./мин.
 ?1 =  =  = 18,564 рад/c.

 Вал 2-й
 n2 =  =  = 49,936 об./мин.
 ?2 =  =  = 5,229 рад/c.

 Вал 3-й
 n3 =  =  = 25,093 об./мин.
 ?3 =  =  = 2,628 рад/c.


Мощности на валах:

P1 = Pтреб. · ?1 · ?подш. = 1390 · 0,96 · 0,99 = 1321,056 Вт

P2 = P1 · ?2 · ?подш. = 1321,056 · 0,97 · 0,99 = 1268,61 Вт

P3 = P2 · ?3 · ?подш. = 1268,61 · 0,92 · 0,99 = 1143,896 Вт

Вращающие моменты на валах:

T1 =  =  = 71162,25 Н·мм

T2 =  =  = 242610,442 Н·мм

T3 =  =  = 435272,451 Н·мм
Расчёт клиноременной передачи




1. Вращающий момент на меньшем ведущем шкиве:

Tдв = 18908,22 Н·мм.

2. По номограмме на рис. 7.3[1] в зависимости от частоты вращения меньшего ведущего шкива nдв (в нашем случае nдв=702 об/мин) и передаваемой мощности:

P = Tдв · ?дв = 18908,22 · 10-6 · 73,513 = 1,39 кВт

принимаем сечение клинового ремня А.

3. Диаметр меньшего шкива по формуле 7.25[1]:

d1 = (3...4) · (3...4) · 79,923...106,564 мм.

Согласно табл. 7.8[1] принимаем d1 = 100 мм.
4. Диаметр большого шкива (см. формулу 7.3[1]):

d2 = u · d1 · (1 - ?) = 3,96 · 100 · (1 - 0,015) = 390,06 мм.

где ? = 0,015 - относительное скольжение ремня.
Принимаем d2 = 400 мм.
5. Уточняем передаточное отношение:

uр = 4,061

При этом угловая скорость ведомого шкива будет:

?1 = 18,102 рад/с.

Расхождение с требуемым  · 100% = 2,489%, что менее допускаемого: 3%.
Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов:

d1 = 100 мм;
d2 = 400 мм.

6. Межосевое расстояние a? следует принять в интервале (см. формулу 7.26[1]):

amin = 0.55 · (d1 + d2) + T0 = 0.55 · (100 + 400) + 6 = 281 мм;

amax = d1 + d2 = 100 + 400 = 500 мм.

где T0 = 6 мм (высота сечения ремня).

Принимаем предварительно значение a? = 322 мм.
7. Расчетная длина ремня по формуле 7.7[1]:

L = 2 · a? + 0.5 · ? · (d1 + d2) + 

=2 · 322 + 0.5 · 3,142 · (100 + 400) + 1499,274 мм.

Выбираем значение по стандарту (см. табл. 7.7[1]) 1500 мм.
8. Уточнённое значение межосевого расстояния aр с учетом стандартной длины ремня L (см. формулу 7.27[1]):

aр = 0.25 · ((L - w) + )

где w = 0.5 · ? · (d1 + d2) = 0.5 · 3,142 · (100 + 400) = 785,398 мм;
y = (d2 - d1)2 = (400 - 100)2 = 90000 мм.

Тогда:

aр = 0.25 · ((1500 - 785,398) + ) = 322,407 мм,

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 · L = 15 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 · L = 37,5 мм для увеличения натяжения ремней.
9. Угол обхвата меньшего шкива по формуле 7.28[1]:

?1 = 180o - 57 · 180o - 57 · 126,961o

10. Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи, по табл. 7.10[1]: Cp = 1,1.
11. Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня по табл. 7.9[1]: CL = 0,98.
12. Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата (см. пояснения к формуле 7.29[1]): C? = 0,844.
13. Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче (см. пояснения к формуле 7.29[1]): предполагая, что ремней в передаче будет от 4 до 6, примем коэффициент Сz = 0,85.
14. Число ремней в передаче:

z = 2,471,

где Рo = 0,88 кВт - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт (см. табл. 7.8[1]).
Принимаем z = 3.
15. Скорость:

V = 0.5 · ?дв · d1 = 0.5 · 73,513 · 0,1 = 3,676 м/c.

16. Нажатие ветви клинового ремня по формуле 7.30[1]:

F0 = ? · V2 = 0,1 · 3,6762 = 138,191 H.

где ? = 0,1 H·c2/м2 - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил (см. пояснения к формуле 7.30[1]).

17. Давление на валы находим по формуле 7.31[1]:

Fв = 2 · F0 · z · sin2 · 138,191 · 3 · sin741,905 H.

18. Напряжение от силы F0 находим по формуле 7.19[1]:

?1 = 1,706 МПа.

г