Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора с клиниременным приводом (мощность выходного вала привода - 6,4 кВт, частота вращения выходного вала привода 110 об/мин)

Страницы работы

Фрагмент текста работы

 Министерство образования Республики Беларусь

Учреждение образование

Гомельский государственный машиностроительный техникум

Специальность 2-36.01.01

“Технология машиностроения”

Специализация 2-36.01.01.31

“Технология обработки материалов

на станках и автоматических линия”

Группа ТОМ-31

КУРСАВОЙ ПРОЕКТ

по предмету: Техническая механика” Детали машин”

по теме: Спроектировать одноступенчатый цилиндрический

  косозубый редуктор с клиниременным приводом

КП.ТСД.9904.00.000

Разработал:                                                                                   

Руководитель проекта:                                                                 

Гомель, 2006

Министерство образования Республики Беларусь

Учреждения образования

Гомельский государственный машиностроительный техникум

Пояснительная записка

к курсовому проекту

КП.9904.00.ПЗ

Разработал:                                                                                     

Руководитель проекта:                                                                 

Гомель, 2006

Введение

Редуктором называется механизм, понижающий угловую скорость и увеличивающий момент в приводах от электродвигателя к рабочей машине.

Редуктор состоит из зубчатых или червячных передач, установленных в отдельном герметичном корпусе, что принципиально отличает его от зубчатой или червячной передачи, встраиваемой в исполнительный механизм или машину.

Редукторы широко применяют в различных отраслях машиностроения, поэтому число разновидностей их  велико.

Чтобы уменьшить габариты привода и улучшить его внешний вид, в машиностроение широко применяют мотор-редукторы, представляющие агрегат, в котором объединены электродвигатель и редуктор.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройство для смазывания зацеплений и подшипников или устройство для охлаждения.

1 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

1.1 Кинематическая схема двигателя.

Мощность выходного вала привода Рвых=6,4 кВт

Частота вращения выходного вала привода nвых=110 мин-1

1.2 Определяем общий КПД привода

hобщ.=hопhзп hпк2,

Значения КПД выбираются по таблице 2.2 [4,c.40]

hоп=0.95,   hзп=0.96,   hпк=0.99

hобщ.=0.95х0,96х0,992=0,89385

1.3 Определяем требуемую мощность двигателя

Рдв= Рвых/hобщ.=6,4/0,89385=7,16 кВт

1.4 Принимаем электродвигатель по таблице П61 [2]

тип: 4А132S4У3;  Рном= 7,5кВт;  nном=1440 мин-1

1.5 Определяем общее передаточное число привода

Uобщ= nном/nвых=965/120=8,04

1.6 Определяем передаточные числа ступеней привода

U= Uопx Uзп

где     Uзп  - передаточное число зубчатой передачи  таблица 2.3[4, c. 43]

Uоп: - передаточное число ременной передачи  таблица 2.3[4, c. 43]

Принимаем: Uзп=3,15

Uоп=2,54

1.7 Определяем частоту вращения валов

n1=nном= 1440 мин-1,

n2= n1/ Uоп= 1440/2,54=566,93 мин-1,

n3= n2/ Uзп= 566,93/3,15=180мин-1,

1.8 Определяем угловые скорости валов:

w1=

w2=

w3=

1.9 Определяем мощность на валах

Р1= Рдв= 7,16кВт

Р2= Р1hопhпк=7,16х0,95х0,99=6,734 кВт

Р3= Р2hзпhпк= 6,734х0,96х0,99= 6,4 кВт

1.10 Определяем вращающие моменты:

Т1= 9,55Р1х103/n1= 9,55х7,16х103/1440= 47,503Нм

Т2= 9,55Р2х103/n2= 9,55х6,734х103/566,93= 113,484Нм

Т3= 9,55Р3х103/n3= 9,55х6,4х103/180= 339,74Нм

1.11 Таблица 1 – Силовые и кинематические параметры привода

Вал

n, мин-1

w, рад/с

Р, кВт

Т, Нм

1

1440

150,72

7,16

47,503

2

566,93

59,3

6,734

113,48

3

180

18,83

6,4

339,74

2 РАСЧЕТ КЛАНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные:

1.  Передаточное число ременной передачи U=2,54                        

2.  Угловая скорость ведущего вала w1=150,72 с-1

3.  Мощность на ведущем валу Р1=7,16 кВт

2.1 Принимаем сечение клинового ремня по рис.19,2[1,с260] в зависимости от пердаваемой мощности Р1 и угловой скорости w1 : клиновой ремень нормального сечения: Б

Для принятого сечения ремня:

площадь сечения А=138мм2

высота сечения ремня h=10,5мм

2.2 По таблице 1,93[1,с264] принимаем диаметр ведущего шкива

d1=140 мм

2.3 Определяем диаметр ведомого шкива

d2=d1U(1- e) = 140x2,01(1- 0.015) = 277 мм где  e = 0.015 – коэффициент скольжения

Принимаем d2=280 мм, таблица 19,2[1,с260]

2.4 Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонения D от заданного:

Uф=,

1,33%£5%

2.5 Определяем ориентировочное межосевое расстояние а= 0,55(d2+d1)+h = 0,55х(355+140)+105 = 282,75 мм

2.6 Определяем расчетную длину ремня

Принимаем l=1400мм , таб. 1,91[1, c.263]

2.7 Определяем межосевое расстояние при окончательно принятой длине ремня

где ∆1=l-0.5π(d1+d2)=1400-0.5х3,14(140+355)=822мм

2=0.25(d2-d1)2=0,25(355-140)2=11556,2мм

2.8 Определяем угол обхвата ремнем малого шкива

2.9 Определяем скорость ремня

2.10Определяем частоту пробегов ремня

u/lx10-3= 10,550/1400 x 10-3=7,53c-1£ [U] = 30 c-1

2.11Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним ремнем

n]= [Рo] Са Сl СP CZ=2,7х0,89х0,89х0,9х0,9=1,732кВт где  [Рo]=2,7кВт – допускаемая приведенная мощность передаваемая одним                ремнем, таб. 19,3[1,с264]

Са =0,89 коэффициент угла обхвата a1,таб. 19,3[1,с264]

Сl=0,89 коэффициент длины [1,с266] 

Ср=0,9 коэффициент динамической нагрузки [1,с257]

СZ=0,9 коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте [1,с266]

2.12 Определяем число ремней

Z= Pl/[Pn]=7,16/1,732=4,133<[Z]=5

Принимаем Z=5

2.13 Определяем силу предварительного натяжения одного клинового ремня

Fо=

2.14 Определяем силу действующую на валы

FВ = 2 F0 Zsin(a1/2) = 2х128,196х5х sin(120/2) =1196,709 Н

2.15 Определяем напряжение растяжения

s1 = Fl/А = 458.655/138 = 3.323 Н/мм2

2.16 Определяем ширину обода шкива

В=(Z-1)l+2f=(5-1)x19+2x12.5=101мм где  l= 19мм – 7,12[2,с138]

f= 12.5мм – 7,12[2,с138]

3 РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные:

1.  Передаточное число зубчатой передачи U=3,15

2.  Угловая скорость ведомого вала w2=18,83 с-1

3.  Вращающий момент на валу колеса Т2= 339,74Нм

3.1 Материалы зубчатой пары:

для шестерни и колеса принимаем одинаковую марку стали: 40Х

Термообработка:

колесо – улучшение до твердости 285 НВ

шестерня – улучшение + закалка ТВЧ до твердости 47,5 НRC

Размеры заготовки: диаметр шестерни  Dпред= 125мм, таблица 8.4 [1]

толщина колеса Sпред= 80 мм, таблица 8.4 [1]

3.2 Допускаемые контактные напряжения

[s]H1= КHL[s]H01 = 1x835 = 835 H/мм2

[s]H2= КHL[s]H02 = 1x580 = 580 H/мм2

где   КHL= 1 – коэффициент долговечности

[s]H01, [s]H02 – допускаемые контактные напряжения соответствующие пределу контактной выносливости

[s]H01= 14 НRC+170 = 14х47,5+170 = 835 H/мм2

[s]H02= 1,8 НВ+67 = 580 H/мм2

принимаем [s]H= 0,45([s]H1+[s]H2) = 0,45х(835+580) = 636,75 H/мм2

проверяем условие [s]H£ 1,23[s]H2

                              636,5£ 1,23х580= 713,4 H/мм2

3.3. Допускаемые напряжения изгиба

[s]F1= КFL[s]F01= 1x310 = 310H/мм2

[s]F2= КFL[s]F02= 1x293.55 = 293.55 H/мм2

где  КFL= 1 – коэфициент  долговечности

[s]F01, [s]F02 – допускаемые напряжения изгиба, соответствующие изгибной выносливости

[s]F01= 310 H/мм2

[s]F02= 1.03 НВ = 1.03x285=293,55 H/мм2

3.4 Межосевое расстояние

, мм           

, где  yа= 0.4 – коэффициент ширины венца

КНВ = 1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба

Принимаем

3.5 Предварительные размеры колеса делительный диаметр

ширина венца колеса b2=

3.6 Модуль зубьев передачи

Принимаем m= 2,25мм

3.7 Число зубьев колес минимальный угол наклона зубьев

bmin=arcsin(4m/b2)=arcsin(4х2,25/45)=11,5°

Суммарное число зубьев колес

Фактический угол наклона зубьев

,

Число зубьев шестерни и колеса

,

,

Фактическое передаточное число

Uф=,

Отклонение %£5%

3.9 Фактические основные размеры передачи

a)Делительные диаметры шестерни и колеса

b)Межосевое расстояние

c)Диаметры вершин шестерни и колеса

da1=d1+2m= 54,857+2x2,25= 59,357мм,

da2=d2+2m=169,145+2x2,25=174,643мм

d)Ширина венца

b2=yaaw=0.4x112=45мм,

b1= b2+(2…4)=45+2=47мм

3.10 Пригодность заготовок шестерни и колеса:

Диаметр шестерни Dзаг= da1+6мм= 59,6+6 = 65,6мм£ Dпред=125мм,

Толщина заготовки колеса (колесо с выемками)

Sзаг= 0,5b2 = 0,5х50 = 49£ Sпред=80мм

3.11 Окружная скорость колес

u= w2d210-3/2 = 18,83x169,143x10-3/2= 1,5м/с по таблице 8.2 [1] принимаем 9-ю степень точности

3.12. Силы в зацеплении

Окружная сила

Ft=2T2103/d2= 2x339,74х103/169,143=4017,192H

Радиальная сила

Fr=Fttgaw/cosb=4017.192xtg20°/cos10°8¢ = 1485,703H

Осевая сила

Fо=Fttgb=4017,192хtg10°8¢=718,59Н

3.13 Проверка зубьев колеса по контактным напряжениям

где     КНb = 1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине

КНv = 1,06 – коэффициент динамической нагрузки

КНa = 1,09 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

Недогрузка  %£ 10%

3.14 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Эквивалентные числа зубьев

ZV1=Z1/cos3b=24/cos3   10°14¢=26,

ZV2=Z2/cos3b=74/cos310°14¢=78

По таблице 9.3[1] определяем коэффициенты формы зуба УF1 и УF2 в зависимости  от ZV1 и ZV2

УF1= 3,9           УF2= 3,61

Коэффициент, учитывающий наклон зуба

Уb=1- b/140° = 1-10°14¢/140° =0,927

Расчетные напряжения изгиба

, Н/мм2

где     КНb = 1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине

КНv = 1,2 – коэффициент динамической нагрузки

КНa = 0,91 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

4 ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Исходные данные:

1.  Вращающий момент на ведущем валу Т1= 113,484Нм

2.  Вращающий момент на ведомом валу Т2= 339,74 Нм

4.1 Ведущий вал:

Диаметр выходногоконца вала

, где [t]K=25МПа – допускаемое напряжение

Принимаем dв1=30мм

Диаметр вала под подшипник:

dп1=dв1+(2…7)=28+5=35мм

Принимаем dп1=35мм

Диаметр упорного участка вала :

dd1=dп1+10=35+10= 45мм

Принимаем dd1=45мм

Длинна выходного участка вала равна ширине шкива ременной передачи В:

l1= 101мм

4.2 Ведомый вал:

Диаметр выходного конца вала

, где [t]K=20МПа – допускаемое напряжение

Принимаем dв2=45мм

Диаметр вала под подшипник:

dп2=dв2+(2…7)=45+2=47мм

Принимаем dп2=50мм

Диаметр вала под ступицу забчатого колеса:

dк2=dп2+(2…7)=50+2=52мм

Принимаем dк2=52мм

Диаметр упорного буртика:

dd2=dк2+10=52+10=62мм

Принимаем dd2=63мм

Длинна выходного участка вала принимаем из соотношения:

l1= (1.2…1.5)dв2= 1,2х45=54мм

Принимаем l2=55мм

5 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА

5.1 Конструктивные размеры шестерни:

диаметр вершин          dа1=59,357мм       диаметр впадин df1=d1-2.5m=54,857-2.5x2,25=117,803мм делительный диаметр d1=54,157мм ширина зубчатого венца       b1=47мм

5.2 Конструктивные размеры колеса:

диаметр вершин          dа2=173,643мм     диаметр впадин df2=d2-2.5m=200,35-2.5x1,75=374,946мм делительный диаметр d2=169,143мм ширина зубчатого венца       b2=45мм диаметр ступицы dст=1,6dк2= 1,6х52=85мм принимаем dст= 64мм длина ступицы lст= (1,2…1,5) dк2=1,2х52 =62,4мм принимаем lст=75мм толщина обода dо= (2,5…4)m=3x2,25=6,75м принимаем dо= 7мм толщина диска С= 0,3 b2=0,3х45=13,5=14мм

6 КОНСТРУКТИВННЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА

6.1 Толщина стенки корпуса

d= 0,025+1= 0,025х112+ 1=3,8мм принимаем d= 8мм

6.2 Толщина стенки крышки

d1= 0,02+1= 0,02х112+ 1= 3,24мм принимаем d1= 8мм

6.3 Толщина верхнего пояса корпуса редуктора в=1,5d=1,5х8= 12мм

6.4 Толщина пояса крышки редуктора в1=1,5d1=1,5х8= 12мм

6.5 Толщина нижнего пояса корпуса редуктора р=2,35d=2,35х8= 18,8мм принимаем р= 19мм

6.6 Толщина ребер жесткости корпуса редуктора

m=0.85d=0.85х8= 6,8мм принимаем m=7мм

6.7 Диаметр фундаментных болтов

d1=(0.03…0.036) +12=0,03x112+12= 15,75мм принимаем болты с резьбой М16

6.8Диаметр болтов крепящих крышку к корпусу у подшипников 

d2=(0.7…0.75)d1=0.7x15,36= 10,752мм принимаем болты с резьбой М12

6.9 Диаметр болтов соединяющих крышку с корпусом

d3=(0.5…0.6) d1=0,5x15,36=7,68мм принимаем болты с резьбой М8

6.10 Диаметр винтов для крепления крышки подшипника к корпусу

d4=(0.7…1.4)d= 0,7х8 =5,6мм принимаем d4=6мм

6.11 Диаметр винтов для крепления крышки смотрового отверстия

Похожие материалы

Информация о работе

Тип:
Курсовые работы
Размер файла:
249 Kb
Скачали:
0