Автор: Пользователь скрыл имя, 09 Декабря 2011 в 02:28, курсовая работа
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.
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.
1 Введение 3
2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 4
3 Расчёт 1-й клиноременной передачи 7
4 Расчёт 2-й зубчатой конической передачи 11
4.1 Проектный расчёт 11
4.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям 14
4.3 Проверка зубьев передачи на изгиб 14
5 Расчёт 3-й цепной передачи 18
6 Предварительный расчёт валов 22
6.1 Ведущий вал. 22
6.2 2-й вал. 22
6.3 Выходной вал. 22
7 Конструктивные размеры шестерен и колёс 24
7.1 Ведущий шкив 1-й ременной передачи 24
7.2 Ведомый шкив 1-й ременной передачи 24
7.3 Коническая шестерня 2-й передачи 24
7.4 Коническое колесо 2-й передачи 24
7.5 Ведущая звёздочка 3-й цепной передачи 25
7.6 Ведомая звёздочка 3-й цепной передачи 25
8 Проверка прочности шпоночных соединений 26
8.1 Ведущий шкив 1-й клиноременной передачи 26
8.2 Ведомый шкив 1-й клиноременной передачи 26
8.3 Шестерня 2-й зубчатой конической передачи 26
8.4 Колесо 2-й зубчатой конической передачи 27
8.5 Ведущая звёздочка 3-й цепной передачи 27
8.6 Ведомая звёздочка 3-й цепной передачи 28
9 Конструктивные размеры корпуса редуктора 30
10 Расчёт реакций в опорах 31
10.1 1-й вал 31
10.2 2-й вал 31
10.3 3-й вал 32
11 Построение эпюр моментов валов 33
11.1 Расчёт моментов 1-го вала 33
11.2 Эпюры моментов 1-го вала 34
11.3 Расчёт моментов 2-го вала 35
11.4 Эпюры моментов 2-го вала 36
11.5 Расчёт моментов 3-го вала 37
11.6 Эпюры моментов 3-го вала 38
12 Проверка долговечности подшипников 39
12.1 1-й вал 39
12.2 2-й вал 40
12.3 3-й вал 41
13 Уточненный расчёт валов 43
13.1 Расчёт 1-го вала 43
13.2 Расчёт 2-го вала 44
13.3 Расчёт 3-го вала 46
14 Тепловой расчёт редуктора 48
15 Выбор сорта масла 49
16 Выбор посадок 50
17 Технология сборки редуктора 51
18 Заключение 52
19 Список использованной литературы 53
По таблице
П.1(см. приложение учебника Чернавского)
выбран электродвигатель 160M8, с синхронной
частотой вращения 750 об/мин, с мощностью
Pдвиг.=11 кВт и скольжением 2,5% (ГОСТ
19523-81). Номинальная частота вращения с
учётом скольжения nдвиг. = 731,25 об/мин.
Передаточные числа и КПД передач
| Передачи | Передаточное число | КПД |
| 1-я ременная передача с клиновым ремнём | 2 | 0,96 |
| 2-я закрытая зубчатая коническая передача | 2,5 | 0,965 |
| 3-я открытая цепная передача | 1,5 | 0,925 |
Рассчитанные частоты, угловые скорости вращения валов и моменты на валах
| Валы | Частота вращения, об/мин |
Угловая скорость, рад/мин |
Момент, Нxмм |
| 1-й вал | 365,625 | 38,288 | 209203,171 |
| 2-й вал | 146,25 | 15,315 | 499662,161 |
| 3-й вал | 97,5 | 10,21 | 686348,482 |
1.
Вращающий момент на меньшем
ведущем шкиве:
T(ведущий
шкив) = 110060,593 Нxмм.
2.
По номограмме на рис. 7.3[1] в
зависимости от частоты
P
= T(ведущий
шкив) x w(ведущий
шкив) = 110060,593 x
10-6 x
76,576 = 8,428 кВт
принимаем
сечение клинового ремня Б.
3.
Диаметр меньшего шкива по
формуле 7.25[1]:
d1
= (3...4) x T(ведущий
шкив)1/3 = (3...4) x
110060,5931/3 = 143,769...191,692 мм.
Согласно табл. 7.8[1] принимаем d1 = 180 мм.
4.
Диаметр большого шкива (см. формулу
7.3[1]):
d2
= U x
d1 x
(1 - e)
= 2 x
180 x
(1 - 0,015) = 354,6 мм.
где e = 0,015 - относительное скольжение ремня.
Принимаем d2 = 355 мм.
5.
Уточняем передаточное
Uр
= d2
/ (d1 x
(1 - e))
= 355 / (180 x (1 - 0,015)) = 2,002
При
этом угловая скорость ведомого шкива
будет:
w(ведомый
шкив) = w(ведущий
шкив) / Uр = 76,576 / 2,002 = 38,25 рад/с.
Расхождение с требуемым (38,288-38,25)/38,288=0,099%, что менее допускаемого: 3%.
Следовательно,
окончательно принимаем диаметры шкивов:
d1 = 180 мм;
d2 = 355
мм.
6.
Межосевое расстояние Ap следует
принять в интервале (см. формулу 7.26[1]):
amin
= 0.55 x
(d1
+ d2)
+ T0
= 0.55 x
(180 + 355) + 8 = 302,25 мм;
amax
= d1
+ d2
= 180 + 355 = 535 мм.
где T0 = 8 мм (высота сечения ремня).
Принимаем предварительно значение aw = 421 мм.
7.
Расчетная длина ремня по
L = 2 x aw + 0.5 x p x (d1 + d2) + (d2 - d1)2 / (4 x aw) =
2 x 421 + 0.5 x 3,142 x (180 + 355) + (355 - 180)2 / (4 x 421) =
1700,562 мм.
Выбираем значение по стандарту (см. табл. 7.7[1]) 1700 мм.
8.
Уточнённое значение
aр
= 0.25 x
((L - w) + ((L - w)2 - 2 x y)1/2)
где w = 0.5 x p x (d1 + d2) = 0.5 x 3,142 x (180 + 355) = 840,376 мм;
y = (d2 - d1)2 = (355 - 180)2 = 30625 мм.
Тогда:
aр
= 0.25 x
((1700 - 840,376) +EQ \R(;(1700 - 840,376)2 - 2 x 30625) ) = 420,713 мм,
При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 x L = 17 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 x L = 42,5 мм для увеличения натяжения ремней.
9.
Угол обхвата меньшего шкива
по формуле 7.28[1]:
a1
= 180o
- 57 x
(d2
- d1)
/ aр
= 180o
- 57 x
(355 - 180) / aр = 156,29o
10. Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи, по табл. 7.10[1]: Cp = 1,2.
11.
Коэффициент, учитывающий
12.
Коэффициент, учитывающий
13.
Коэффициент, учитывающий
14.
Число ремней в передаче:
z
= P x
Cp
/ (PoCL x
Ca x
Cz)
= 8428 x
1,2 / (3010 x 0,94 x 0,939 x 0,85 = 4,478,
где Рo = 3,01 кВт - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт (см. табл. 7.8[1]).
Принимаем z = 5.
15.
Скорость:
V
= 0.5 x w(ведущего
шкива) x d1 = 0.5 x 76,576 x 0,18 = 6,892 м/c.
16.
Нажатие ветви клинового ремня по формуле
7.30[1]:
F0 = 850 x P x Cр x CL / (z x V x Ca) + q x V2 =
850 x
8,428 x
1,2 x
0,94 / (5 x 6,892 x 0,939) + 0,18 x 6,8922 = 258,28 H.
где q = 0,18 Hxc2/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 x
F0 x
sin(a/2)
= 2 x
258,28 x
5 x
sin(156,29o/2) = 2527,711 H.
18.
Напряжение от силы F0 находим по формуле 7.19[1]:
s1
= F0
/ A = 258,28 / 133 = 1,942 МПа.
где A = 133 мм2 - площадь поперечного сечения ремня.