Кинематический и силовой расчет привода. Расчет закрытой зубчатой передачи. Расчет клиноременной передачи

Министерство образования Российской Федерации ГОУ - Уральский государственный технический университет - УПИ Нижнетагильский технологический институт (филиал) Кафедра прикладной механики Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту по прикладной механике на тему: «Проектирование привода ленточного транспортера» Вариант:                                              25Б Исполнитель:                                       студент группы 350-ЛП Руководитель:                                     ,                                                               Нижний Тагил 2001 г.

Содержание

Техническое задание

Введение

1.  Кинематический и силовой расчет привода

2.  Расчет закрытой зубчатой передачи

3.  Расчет клиноременной передачи

4.  Определение сил в зацеплении закрытой передачи

5.  Проектный расчет валов

6.  Определение реакций в опорах подшипников

7.  Проверочный расчет подшипников

8.  Расчет шпонок на смятие

9.  Определение массы и технического уровня редуктора

Список литературы

Введение

Редуктор относится к механизмам, понижающим или повышающим скорость вращения от двигателя к рабочей машине. В данной работе приведены расчеты цилиндрической косозубой передачи.

Достоинства такой передачи:

1.  Высокий КПД – 97-98%;

2.  Высокая загрузочная способность и надежность;

3.  Простота обслуживания;

4.  Возможность использования недефицитных материалов;

5.  Постоянное передаточное число.

Но у нее есть и ряд недостатков:

1.  При изготовлении требуется высокая точность;

2.  появление шума в процессе работы;

3.  Высокая жесткость не позволяет компенсировать нединамические нагрузки.

1.  Кинематический и силовой расчет привода

P_вых=F_t×V; P_вых=16000×0,6=9600Вт=9,6Вт

;  об/мин

P_вых – потребляемая мощность привода

n_вых – частота вращения приводного вала

1.1.  Выбор электродвигателя:

P_треб – требуемая мощность электродвигателя

h_общ – общее КПД кинематической цепи

, где

h_рем – КПД ременной передачи

h_м – КПД муфты

h_опор – КПД опор

h_зуб – КПД зубчатой передачи (с опорами, закрытой, цилиндрической)

h_рем = 0,95; h_м = 0,98; h_опор = 0,99; h_зуб = 0,97         П.Ф. Дунаев т.1.1.

h_общ = 0,95×0,98²×0,99²×0,97 = 0,86739 » 0,867

Требуемая частота вращения вала электродвигателя – n_э.тр.

n_э.тр. = n_вых×u_з×u_p, где    u_з – передаточное число зубчатой передачи

u_p – передаточное число ременной передачи

Принимаем: u_з = 5,6;  u_p = 3.             П.Ф. Дунаев т.1.2.

n_э.тр. = 45,83×5,6×3=770,0 об/мин

Выбираем двигатель  АИР160М8/727;        Р_дв = 11кВт

1.2.  Уточнение передаточных чисел привода

, где

n_дв – асинхронная частота,

n_дв = 727 об/мин                      П.Ф. Дунаев т.24.9.

Распределим u_общ между ременной и зубчатой передачами

u_p = 3;

1.3.  Кинематический и силовой расчет привода

n_дв = 727 об/мин;

n_о = 727 об/мин;

;            об/мин;

;           об/мин

;      с^-1

;       с^-1

;      с^-1,

;        Н м =  Н м

;                           Н×м = 407,2 Н×м

;                Н×м = 2010,8 Н×м

Вал №	n об/мин	w с-1	T Н×м
0	727	76,13	145,8
1	242,(3)	25,38	407,2
2	45,72	4,79	2010,8

2.  Расчет закрытой зубчатой передачи

2.1.  Выбор твердости, термической обработки и материала колес

По рекомендации в учебнике П.Ф. Дунаев стр. 11 принимаем для шестерни и колеса сталь 40Х с улучшением.

2.2.  Определение допускаемых контактных напряжений

, где

s_Hlim – предел контактной выносливости

s_Hlim = 2×HB_ср + 70                              Дунаев т. 2.2.

s_Hlim1 = 2×285,5 + 70 = 641 МПа

s_Hlim2 = 2×248,5 + 70 = 567 МПа

S_H = коэффициент запаса прочности

S_H = 1,1             Дунаев стр. 13

Z_N – коэффициент долговечности

Z_N = , при 1£Z_N£Z_Nmax, где

N_HG – число циклов, соответствующее перелому кривой усталости

N_HG =                   Дунаев стр. 13

N_HG1 =

N_HG2 =

N_K – расчетное число циклов перемены напряжений

N_K = 60×n×n_з×L_h, где                             Дунаев стр. 13

n – число оборотов

n_з – число колес, находящихся в зацеплении с рассматриваемым

N_K1 = 60×242,(3)×1×15000 = 218,1×10⁶

N_K2 = 60×45,72×1×15000 = 41,14×10⁶

Z_Nmax = 2,6                               Дунаев стр. 13

Z_N1 =  < 1  Þ Z_N1 = 1,

Z_N2 =  < 1  Þ Z_N2 = 1,

Z_R – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости,

Z_R = 1                           Дунаев, стр. 13

Z_V – коэффициент, учитывающий влияние скорости,

Z_V = 1                           Дунаев, стр. 14

Для цилиндрических косозубых передач за допускаемое напряжение принимается

[s]_H = 0,45×([s]_H1 + [s]_H2) £ 1,25×[s]_Hmin                   Дунаев, стр. 14

[s]_Hmin = [s]_H2 = 515,5 МПа

[s]_H = 0,45×(582,7 + 515,5) £ 1,25×515,5 МПа

[s]_H = 494,2 £ 644,4 МПа

2.3.  Допускаемые напряжения изгиба

, где

s_Flim – предел выносливости

s_Flim = 1,75×HB_ср                                  Дунаев т. 2.3.

s_Flim1 = 1,75×285,5 = 500 МПа

s_Flim2 = 1,75×248,5 = 435 МПа

S_F = коэффициент запаса прочности

S_F = 1,7             Дунаев стр. 15

Y_N – коэффициент долговечности

Y_N = , при 1£Y_N£Y_Nmax, где Y_Nmax = 4, q = 6 – для улучшенных зубчатых колес                Дунаев стр. 15

Y_N = , где

N_FG – число циклов, соответствующее перелому кривой усталости

N_FG = 4×10⁶                   Дунаев стр. 15

N_K1 = 218,1×10⁶

N_K2 = 41,14×10⁶

Y_N1 =  < 1  Þ Y_N1 = 1,

Z_N2 =  < 1  Þ Y_N2 = 1,

Y_R – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости,

Z_R = 1                           Дунаев, стр. 15

Y_A – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки,

Y_A = 1                           Дунаев, стр. 15

 МПа

 МПа

[s]_F = 255,88 Н/мм²

2.4.  Определение межосевого расстояния

, Шейнблит, стр 58

где K_a – вспомогательный коэффициент,

K_a = 43, Штейнблит, стр. 58

y_a – коэффициент ширины венца колеса,

y_a = 0,3;                       Штейнблит, стр 58

u = 5,3

T₂ = 2010,8 Н×м

[s]_H = 494,2 МПа = 494,2 Н/мм²

K_Hb - коэффициент непрерывности нагрузки по длине зуба

K_Hb = 1,            Шт. стр. 59

мм

В соответствии с ГОСТ 6636-69 принимаем  = 280 мм

2.5.  Определение модуля зацепления

, Шт. стр. 59

где K_m – вспомогательный коэффициент

K_m = 5,8                        Шт. стр. 59

 - делительный диаметр колеса                    Шт. стр. 59

мм

 - ширина венца колеса             Шт. стр. 59

b₂ = 0,3×280 = 84 мм

T₂ = 2010,8×10³ Н×мм

[s]_F = 255,88 Н/мм²

мм

По стандартному ряду чисел принимаем m = 4 мм                       Шт. стр. 59

2.6.  Определение угла наклона зубьев

b_min =                 Шт. стр. 60

b_min = = 9,6                    

2.7.  Определение суммарного числа зубьев колеса и шестерни

                                   Шт. стр. 60

, принимаем

2.8.  Уточнение действительной величины угла наклона зубьев

b =                     Шт. стр. 60

b =

2.9.  Определение числа зубьев шестерни

                                 Шт. стр. 60

; принимаем z₁ = 22 > 18

2.10.  Определение числа зубьев колеса

z₂ = z_S - z₁                                Шт. стр. 60

z₂ = 138 – 22 = 116

2.11.  Определение фактического передаточного числа

                                               Шт. стр. 60

                              Шт. стр.

 - отклонение от заданного u

2.12.  Определение фактического межосевого расстояния

                                Шт. стр. 60

2.13.  Определение основных геометрических параметров

Параметр		Шестерня	Колесо
Диаметр	Делительный	d1 = mz1/Cosb d1 = 89,3 мм	d2 = mz2/Cosb d2 = 470,7 мм
	Вершин зубьев	da1 = d1 + 2m da1 = 97,3 мм	da2 = d2 + 2m da2 = 478,7 мм
	Впадин зубьев	df1 = d1 – 2,4m df1 = 79,7 мм	df2 = d2 – 2,4m df2 = 461,1 мм
Ширина венца Принимаем		b1 = b2 + (2..4) мм b1 = 84+4 = 88 мм b1 = 90 мм	b2 = ya×aw b2 = 84 мм b2 = 85 мм

2.14.  Проверка межосевого расстояния

мм

2.15.  Проверка пригодности заготовок колес

D_заг £ D_пред

D_заг = d_a1 + 6 мм = 97,3 + 6 = 103,3 мм                                            Шт. стр. 61

D_пред = 125 мм                         Шт. т. 3.2.

103,3 мм £ 125 мм

S_заг £ S_пред

S_заг = b₂ + 4 мм = (85 + 4) мм = 89 мм                                             Шт. стр. 61

S_пред = 125 мм                                     Шт. т. 3.2.

89 мм £ 125 мм

2.16.  Проверка контактных напряжений

 Н/мм²               Шт. стр. 61

где К – вспомогательный коэффициент,

К = 376

 - окружная сила в зацеплении                                        Шт. стр. 61

Н

K_Ha - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

V – окружная скорость колеса

                              Шт. стр. 61

м/с

Степень точности передачи – 9                                Шт. т. 4.2.

K_Ha = 1,11375                          Шт. рис. 42

K_HV – коэффициент динамической нагрузки

K_HV = 1,01                                           Шт. т. 4.3.

 Н/мм²

 Н/мм² <  Н/мм²

Недогрузка:           

2.17.  Проверка напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса

, где

m = 4 мм; b₂ = 85 мм; F_t = 8543,87 Н

K_Fa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

K_Fa = 1                                     Шт. стр. 63

K_Fb - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба

K_Fb = 1                          Шт. стр. 63

K_FV – коэффициент динамической нагрузки

K_FV = 1,04                                Шт. т. 4.3.

Y_F1 и Y_F2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса

 - эквивалентное число зубьев шестерни                             Шт. стр. 64

 - эквивалентное число зубьев колеса                                  Шт. стр. 64

Y_F1 = 3,95;                    Y_F2 = 3,61                                                      Шт. т. 4.4.

 - коэффициент, учитывающий наклон зуба                         Шт. стр. 64

3. Расчет клиноременной передачи

3.1.  Выбор сечения ремня

P_ном = 11кВт

n_ном = 727 об/мин

Выбираем сечение «Б» - клиновый ремень нормального сечения            Шт. рис. 5.2.

3.2.  Определение минимального допустимого диаметра ведущего шкива

d_min = 125 мм                                      Шт. т.5.4.

T_дв = 145,8 Н×м

3.3.  Задание расчетного диаметра ведущего шкива

d₁ = 224 мм                             Шт. т. К.40

3.4.  Определение диаметра ведомого шкива

d₂ = d₁×u_p×(1-e)                         Шт. стр. 84

u_p = 3

e = 0,01…0,02                         Шт. стр. 77

e = 0,02

d₂ = 224×3×(1-0,02)=658,56 мм

Принимаем d₂ = 630 мм                                Шт. т. К.40

3.5.  Определение фактического передаточного числа

                                  Шт. стр. 85

 - отклонение                            Шт. стр. 85

3.6.  Определение ориентировочного межосевого расстояния

h = 10,5 мм                                         Шт. т. К.31

мм

3.7.  Определение расчетной длины ремня

                                     Шт. стр. 85

мм

Принимаем l = 2500 мм                                Шт. т. К.31

3.8.  Уточнение значения межосевого расстояния по стандартной длине

                Шт. стр. 85

мм

3.9.  Определение угла обхвата ремнем ведущего шкива

                                            Шт. стр. 85

3.10.  Определение скорости ремня

                            Шт. стр. 85

3.11.  Определение частоты пробегов ремня

3.12.  Определение допускаемой мощности – [P_п], кВт

, где                                 Шт. стр. 87

[P₀] – допускаемая приведенная мощность

[P₀] = 4,0                                Шт. Т. 5.5.

С – поправочные коэффициенты

С_р = 1                         Шт. Т. 5.2.

С_a = 0,89                               Шт. Т. 5.2.

С_l = 1                          Шт. Т. 5.2.

С_z = 0,95                                Шт. Т. 5.2.

3.13.  Определение количества клиновых ремней

, где                        Шт. стр. 87

Р_ном – номинальная мощность двигателя, кВт,

[P_п] – допускаемая мощность, передаваемая ремнями, кВт

Число ремней равно трем.

3.14.  Определение силы предварительного натяжения, F₀, Н

                Шт. стр. 88

Н

3.15.  Определение окружной силы, F_t, Н

Н

3.16.  Определение сил натяжения ведущей и ведомой ветвей, F₁ и F₂, Н

                                     Шт. стр. 88

Н

                                     Шт. стр. 88

3.17.  Определение силы давления на вал, F_оп, Н

                          Шт. стр. 88

Н

3.18.  Проверка прочности данного ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви,s_max, Н/мм²

, где                      Шт. стр. 81

s₁ – напряжение растяжение

А = 138 мм²                          Шт. К. 31

Н/мм²

s_и – напряжение изгиба

                           Шт. стр. 81

E_и = 90 Н/мм²                                   Шт. стр. 81

Н/мм²

s_v – напряжение от центробежных сил

                                Шт. стр. 81

r = 1325 кг/м³

кг/м³

[s]_p – допускаемое напряжение растяжения

[s]_p = 10 Н/мм² – для клиновых ремней                           Шт. стр. 81

Н/мм²Н/мм²

4.1.  Определение сил в зацеплении закрытой передачи

                                     Шт. Т. 6.1.

Н

                                      Шт. Т. 6.1.

Н

                                        Шт. Т. 6.1.

Н

5. Проектный расчет валов

5.1.  Определение геометрических параметров ступеней валов а) шестерни

мм

d_пмм

d_бпмм б) колеса

мм

d_пмм

d_бпмм

5.2.  Предварительный выбор подшипников

	d	D	B	r	Cr	Cor
Колесо	80	140	26	3,0	93,6	65,0
Шестерня	70	180	42	4	143	105

6. Определение реакций в опорах подшипников

Тихоходный вал

Дано: Н, Н, Н, Нм, Н, l₁=l₂=0,073м, l₃=0,157м, F_t2w₂

Вертикальная плоскость:

SM_A=0, F_r2l₁+R_BB(l₁+l₂)-M=0, R_BB=(M-F_r2l₁)/(l₁+l₂)

R_BB=(5605-3154,77 0,073)/(0,073+0,073)= =775,9Н, SM_B=0; R_AB(l₁+l₂)-M-F_r2l₂=0, R_AB=(M+F_r2l₂)/(l₁+l₂)

R_AB=(5605+3154,77 0,073)/(0,073+0,073)= =3930,67Н. Проверка: -R_AB+F_r2+R_BB=0, 0=0.

1)                  SM_С=0, M₁+R_ABx₁=0

M₁=-R_ABx₁=   0      =0

0,073  =-3930,67´ ´0,073=-286,94Нм

2)

SM_С=0

-M₂+R_BBx₂=0, M₂=R_BBx₂=     0     =0

0,073  =775,9 0,073=56,64Нм

Горизонтальная плоскость:

SM_A=0, F_t2l₁-F_m(l₁+l₂+l₃)-R_BГ(l₁+l₂)=0, R_ВГ=(F_t2l₁+F_m(l₁+l₂+l₃))/(l₁+l₂)

R_ВГ=(8543,8 0,073+5605(0,073+0,073+0,157))/(0,073+0,073)=3558,87Н, SM_В=0,

+R_АГ(l₁+l₂)-F_t2l₂-F_ml₃=0, R_АГ=(F_t2l₂+F_ml₃)/(l₁+l₂), R_АГ=(8543,8 0,073+5605 0,157)/(0,073+0,073)= =4641,39. Проверка: -R_АГ+F_t2-R_ВГ-F_m=0, 0=0.

1)                         SM_С=0, M₁+R_АГx₁=0, M₁=-R_АГx₁=     0     =0

0,073 =-4641,39 0,073=-338,82Нм

2)                               SM_С=0, -M₂-R_ВГx₂-F_m(l₃+x₂)=0, M₂=-R_ВГx₂-F_m(l₃+x₂)=    0    =-53,94Нм

0,073 =-338,82Нм

3)                     SM_С=0, -M₃-F_mx₃=0, M₃=-F_mx₃=    0    =0

0,073 =-5605 0,157=-53,94Нм

Н

Н

Быстроходный вал

Дано: Н, Н, Н, Нм, Н, l₁=l₂=0,072м, l₃=0,153м, F_t2w₂

Вертикальная плоскость:

SM_A=0, -F_r1l₁+R_BB(l₁+l₂)-M=0, R_BB=(M+F_r1l₁)/(l₁+l₂)

R_BB=(66,18-3154,77 0,072)/(0,072+0,072)= =2036,97Н, SM_B=0; -R_AB(l₁+l₂)-M+F_r1l₂=0, R_AB=(-M+F_r1l₂)/(l₁+l₂)

R_AB=(-66,18+3154,77 0,072)/(0,072+0,072)= =1117,8Н. Проверка: R_AB+F_r1+R_BB=0, 0=0.

1)                     SM_С=0, M₁-R_ABx₁=0

M₁=R_ABx₁=    0      =0

0,072  =1117,8´ ´0,072=80,48Нм

2)

SM_С=0

-M₂+R_BBx₂=0, M₂=R_BBx₂=     0     =0

0,072  =2036,97 0,072=146,66Нм

Горизонтальная плоскость:

SM_A=0, -F_t1l₁+F_m(l₁+l₂+l₃)-R_BГ(l₁+l₂)=0, R_ВГ=(-F_t1l₁+F_m(l₁+l₂+l₃))/(l₁+l₂)

R_ВГ=(-8543,8 0,072+66,18(0,072+0,072+0,153))/(0,072+0,072)=930,53Н, SM_В=0,

F_ml₃-R_АГ(l₁+l₂)+F_t1l₂=0, R_АГ=(F_t1l₂+F_ml₃)/(l₁+l₂), R_АГ=(8543,8 0,072+66,18 0,153)/(0,072+0,072)= =6951,97. Проверка: R_АГ-F_t1-R_ВГ+F_m=0, 0=0.

1)                         SM_С=0, M₁-R_АГx₁=0, M₁=R_АГx₁=     0     =0

                                                         0,072 =6951,97 0,072=500,54Нм

2)                               SM_С=0, -M₂-R_ВГx₂+F_m(l₃+x₂)=0, M₂=-R_ВГx₂+F_m(l₃+x₂)=    0    =385,93Нм

0,072 =500,54Нм

3)                     SM_С=0, -M₃+F_mx₃=0, M₃=F_mx₃=    0    =0

0,072 =66,18 0,153=385,93Нм

Н

Н

7. Проверочный расчет подшипников

7.1.  Тихоходный вал

                       Шт. стр. 128

              Шт. стр. 128

Þe=0,207, Y=2,12

V – коэффициент вращения

V = 1                                        Шт. Т.9.1.

>e=0,207

R_E – эквивалентная динамическая нагрузка

X – коэффициент радиальной нагрузки

X = 0,56                                   Шт. Т.9.1.

K_б – коэффициент безопасности

K_б = 1                                       Шт. Т.9.4.

K_т – температурный коэффициент

K_т = 1                                       Шт. Т.9.1.

7.2.  Быстроходный вал

                       Шт. стр. 128

              Шт. стр. 128

Þe=0,19, Y=2,3

V – коэффициент вращения

V = 1                                        Шт. Т.9.1.

>e=0,19

R_E – эквивалентная динамическая нагрузка

X – коэффициент радиальной нагрузки

X = 0,56                                   Шт. Т.9.1.

K_б – коэффициент безопасности

K_б = 1                                       Шт. Т.9.4.

K_т – температурный коэффициент

K_т = 1                                       Шт. Т.9.1.

8. Расчет шпонок на смятие

Н/мм², где

=110..190 Н/мм²

А – площадь смятия

А = (0,94h - t₁) l_p

l_p – рабочая длина шпонки

l_p = l_шп - b

l_p = l_шп – (5..10)мм

Шпонки выполняют на 1 и 3 ступенях тихоходного и на 1 ступени