Проектирование привода

Автор: Пользователь скрыл имя, 09 Декабря 2011 в 02:28, курсовая работа

Описание работы

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.

Содержание

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

Скачать полностью (114.93 Кб) Сколько стоит заказать работу?

Работа содержит 1 файл

Курс по ДМ.doc

— 468.00 Кб (Скачать)

К_HL(кол.) = (10000000 / 170904241,416)^1/6 = 0,623

Так как К_HL(кол.)<1.0 , то принимаем К_HL(кол.) = 1

Допустимые контактные напряжения:

для шестерни [ s_H1 ] = 530 ^x 1 / 1,1 = 481,818 МПа;

для колеса [ s_H2 ] = 470 ^x 1 / 1,1 = 427,273 МПа.

Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:

[ s_H ] = [ s_H2 ] = 427,273 МПа.

Принимаем коэффициент симметричности расположения колес относительно опор по таблице 3.5[1] : K_Hb = 1,35 .

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем (рекомендация по ГОСТ 12289-76):

y_bRe = 0,285.

Тогда внешний делительный диаметр колеса вычисляем по формуле (3.29[1]):

d_e2 = K_d ^x ((T_(кол.) ^x K_Hb ^x U) / ([ s_H ] ² ^x (1 - 0.5 ^x y_bRe)² ^x y_bRe))^1/3 =

99 ^x ((499662,161 ^x 1,35 ^x 2,5) / (427,273² ^x (1 - 0.5 ^x 0,285)² ^x 0,285))^1/3 =

349,712 мм.

где для прямозубых колес К_d = 99, а передаточное число нашей передачи U = 2,5.

Т_(кол.) = 499662161 Н^xм - момент на колесе.

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение d_e2 = 355 мм, см. стр.49[1].

Примем число зубьев шестерни z₁ = 25.

Тогда число зубьев колеса:

z₂ = z₁ ^x U = 25 ^x 2,5 = 62,5.

Принимаем z₂ = 62. Тогда:

U = z₂ / z₁ = 62 / 25 = 2,48

Отклонение от заданного:

((2,48 - 2,5) * 100) / 2,5 = -0,8% ,

что допускается ГОСТ 12289-76 (по стандарту отклонение не должно превышать 3%)

Внешний окружной модуль:

m_e = d_e2 / z₂ = 355 / 62 = 5,726 мм.

В конических колесах не обязательно иметь стандартное значение m_e. Это связано с технологией нарезания зубьев конических колес. Примем: m_e = 5,73 мм.

Углы делительных конусов:

ctg(d₁) = U = 2,48; d₁ = 21,801^o

d₂ = 90^o - d₁ = 90^o - 21,801^o = 68,199^o.

Внешнее конусное расстояние Re и ширина венца b:

R_e = 0.5 ^x m_e ^x (z₁² + z₂²)^1/2 = 0.5 ^x 5,73 ^x (25² + 62²)^1/2 = 191,527 мм;

b = y_bRe ^x R_e = 0,285 ^x 191,527 = 54,585 мм.

Принимаем: b = 55 мм.

Внешний делительный диаметр шестерни:

d_e1 = m_e ^x z₁ = 5,73 ^x 25 = 143,25 мм.

Средний делительный диаметр шестерни:

d₁ = 2 ^x (R_e - 0,5 ^x b) ^x sin(d₁) =

2 ^x (191,527 - 0,5 ^x 55) ^x sin(21,801^o) = 121,834 мм.

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев):

d_ae1 = d_e1 + 2 ^x m_e ^x cos(d₁) = 143,25 + 2 ^x 5,73 ^x cos(21,801^o) = 153,89 мм;

d_ae2 = d_e2 + 2 ^x m_e ^x cos(d₂) = 355 + 2 ^x 5,73 ^x cos(68,199^o) = 359,256 мм;

Средний окружной модуль:

m = d₁ / z₁ = 121,834 / 25 = 4,873 мм.

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:

y_bd = b / d₁ = 55 / 121,834 = 0,451.

Средняя окружная скорость колес:

V = w_(шест.) ^x d₁ / 2 = 38,288 ^x 121,834 ^x 10^-3 / 2 = 2,332 м/c.

Для конической передачи назначаем 7-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки равен:

K_H = K_H_b ^x K_H_a ^x K_Hv .

Коэффициент K_H_b=1,173 выбираем по таблице 3.5[1], коэффициент K_H_a=1 выбираем по таблице 3.4[1], коэффициент K_hv=1,07 выбираем по таблице 3.6[1], тогда:

K_H = 1,173 ^x 1 ^x 1,07 = 1,255

Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Проверку контактных напряжений проводим по формуле 3.27[1]:

s_H = (335 / (R_e - 0,5 ^x b)) ^x ((T_(кол.) ^x K_H ^x (U² + 1)^3/2) / (b ^x U²))^1/2 =

(335 / (191,527 - 0,5 ^x 54,585)) ^x ((499662,161 ^x 1,255 ^x (2,5² + 1)^3/2) / (55 ^x 2,5²))^1/2 =

384,922 МПа. £ [s_H] = 427,273 МПа.

Силы действующие в зацеплении вычислим по формулам:

окружная : F_t = 2 ^x T_(шест.) / d₁ = 2 ^x 209203,171 / 121,834 = 3434,233 Н;

радиальная: F_r1 = F_a2 = F_t ^x tg(a) ^x Cos(d₁) = 3434,233 ^x tg(20^o) ^x cos(21,801^o) = 1160,561 Н;

осевая : F_a1 = F_r2 = F_t ^x tg(a) ^x sin(d1) = 3434,233 ^x tg(20^o) ^x sin(21,801^o) = 464,215 Н.

Коэффициент перегрузки привода К_п = 1,3. Максимальное напряжение, возникающее при пиковой нагрузке, определяют по формуле 3.21[1]:

s_max = s_H ^x K_п^1/2 = 384,922 ^x 1,3^1/2 = 438,879 МПа,

Информация о работе Проектирование привода