Xreferat.com » Рефераты по промышленности и производству » Проектирование механических передач

Проектирование механических передач

Содержание


Введение

Исходные данные

1. Расчет срока службы приводного устройства

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

3. Выбор материалов зубчатых передач. Определение допустимых напряжений

4. Расчет закрытой конической зубчатой передачи

5. Расчет клиноременной передачи

6. Определение сил в зацеплении закрытых передач

7. Расчет валов

8. Предварительный выбор подшипников

9. Определение размеров муфты

Список литературы

Введение


В машиностроении находят широкое применение редукторы, механизмы, состоящие из зубчатых или червячных передач, выполненных в виде отдельного агрегата и служащих для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепную или ременную передачу.

Назначение редуктора — понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Механизмы, служащие для повышения угловой скорости, выполнены в виде отдельных агрегатов, называют мультипликаторы.

Конструктивно редуктор состоит из корпуса (литого, чугунного или сварного стального), в котором помещаются элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Привод предполагается размещать в закрытом, отапливаемом, вентилируемом помещении, снабженным подводом трехфазного переменного тока.

Привод к горизонтальному валу состоит из цилиндрического редуктора, быстроходный вал которого соединен с двигателем ременной передачей, а на тихоходном валу располагается компенсирующая муфта.

Исходные данные


Тяговая сила F, 3,2 кН

Скорость тяговой цепи v, 0,5 м/с

Шаг тяговой цепи р, 80 мм

Число зубьев звездочки z 7

Допустимое отклонение скорости цепи δ, 4 %

Срок службы привода Lr, 5 лет


Проектирование механических передач

Схема 3 Привод к скребковому транспортеру исполнение 2


1-двигатель; 2 – клиноременная передача; 3 – редуктор; 4 – упругая муфта с торообразной оболочкой; 5 – ведущая звездочка конвейера; 6 – тяговая цепь.


Рассчитаем срок службы приводного устройства

Срок службы (ресурс) Lh, ч, определяем по формуле


Проектирование механических передач


где Lr - срок службы привода, лет; tc - продолжительность смены, ч; Lc - число смен; Кс - коэффициент сменного использования,


Проектирование механических передач


Определяем ресурс привода при двухсменной работе с продолжительностью смены 8 часов.


Проектирование механических передачч


Принимаем время простоя машинного агрегата 20% ресурса.


Проектирование механических передач ч.


Рабочий ресурс привода принимаем 23*103 ч.


Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

1). Определяем мощность и частоту вращения двигателя

Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения - от частоты вращения приводного вала рабочей машины.

Определяем требуемую мощность рабочей машины

Проектирование механических передачкВт


где F - тяговая сила цепи, кН, v – скорость тяговой цепи м/с.

Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:


Проектирование механических передач


где ηрп – КПД ременной передачи; ηзп - КПД зубчатой передачи; ηм – КПД муфты; ηп – КПД опор приводного вала;

Из таблицы берем: ηрп – 0,96; ηзп – 0,97; ηм – 0,98; ηп – 0,99;

Проектирование механических передач

Находим требуемую мощность электродвигателя:


Проектирование механических передачкВт


Выберем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Рном = 2,2 кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя:


Таблица 1

Вариант Тип двигателя

Номинальная мощность

Pном ,кВт

Частота вращения, об/мин



синхронная При нормальном режиме nном
1 4АВ80В2У3 2,2 3000 2850
2 4АМ90L4У3 2,2 1500 1425
3 4АМ100L6У3 2,2 1000 950
4 4АМ112МА8У3 2,2 750 700

2). Определяем передаточное число привода и его ступеней

Находим частоту вращения приводного вала

Проектирование механических передачм/с


где: v - скорость тяговой цепи м/с; z – число зубьев ведущей звездочки; р - шаг тяговой цепи, мм.

Находим общее передаточное число для каждого варианта:


Проектирование механических передач


Производим разбивку общего передаточного числа, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным uзп=4


Проектирование механических передач


Таблица 2

Передаточное число Варианты

1 2 3 4
Общее для привода u м/с 53,17 26,59 17,72 13,06
Цепной передачи 13,29 6,65 4,43 3,23
Конического редуктора 4 4 4 4

Анализируя полученные значения передаточных чисел приходим к выводу:

а) первый вариант затрудняет реализацию принятой схемы из-за большого передаточного числа всего, привода;

б) четвертый вариант не рекомендуется для приводов общего назначения из за большой металлоемкости;

в) во втором варианте получилось большое значение передаточного числа;

г) из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее третий: Здесь передаточное число цепной передачи можно изменить за счет допускаемого отклонения скорости и таким образом получить среднее приемлемое значение.

Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения:


Проектирование механических передачоб/мин


Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала приняв


Проектирование механических передач, Проектирование механических передачоб/мин


отсюда фактическое передаточное число привода


Проектирование механических передач


передаточное число цепной передачи


Проектирование механических передач


Таким образом, выбираем двигатель 4АМ100L6УЗ (Рном = 2,2 кВт, nном = 950 об/мин); передаточные числа: привода u = 18, редуктора uзп = 4, цепной передачи uоп = 4,5

3). Определим силовые кинематические параметры (двигателя), привода

Расчитаем мощность при Рдв = 1,81 кВт

Быстроходный вал редуктора

Проектирование механических передачкВт


Тихоходный вал редуктора


Проектирование механических передачкВт


Вал рабочей машины


Проектирование механических передачкВт


где Ррм – мощность рабочей машины

Расчитаем частоту вращения при nном = 950 об/мин

Быстроходный вал редуктора


Проектирование механических передачоб/мин


Тихоходный вал редуктора


Проектирование механических передачоб/мин


Вал рабочей машины


Проектирование механических передачоб/мин


Рассчитаем угловую скорость

Вал двигателя

Проектирование механических передач 1/с


Быстроходный вал редуктора


Проектирование механических передач 1/с


Тихоходный вал редуктора


Проектирование механических передач 1/с

Вал рабочей машины


Проектирование механических передач 1/с


Рассчитаем вращающий момент

Вал двигателя


Проектирование механических передачН*м


Быстроходный вал редуктора


Проектирование механических передачН*м


Тихоходный вал редуктора


Проектирование механических передачН*м


Вал рабочей машины

Проектирование механических передачН*м


Таблица 3

Силовые и кинематические параметры привода

Параметр Вал двигателя Вал редуктора Вал рабочей машины


Быстоходн. Тихоход.

Мощность

Рн, кВт

PДВ= 1,81 P1=1,738 P2=1,669 Pрм=1,619

Частота вращения

n, об/мин

nном=950 n1=214,4 n2=60,28 nрм=60,28

Угл. скорость

ω, 1/с

ωном=99,43 ω1=22,44 ω2=5,61 ωрм=5,61
Момент T, Н*м ТДВ=18,20 Т1=76,63 Т2=294,35 Трм=285,58

Выбор материалов зубчатых передач. Определение допустимых напряжений

1). Выбираем материал зубчатой передачи

а) Выбираем марку стали, твердость и термообработку

- для шестерни берем сталь 40ХН, термообработка - улучшение и закалка ТВЧ, Dпред = 200 мм Sпред = 125мм; твердостью 48...53HRCЭl, (460…515 НВ2);

-для колеса берем сталь 40ХН, термообработка – улучшение, Dпред = 315 мм Sпред = 200 мм; твердостью 235...262 НВ2;

б) Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса: для шестерни


HB1cp = (НВmin - НВmax )/2 = (460 + 515)/2 = 487,5.


для колеса


HB2cp = (НВmin - НВmax )/2 = (235 + 262)/2 = 248,5.

2). Определяем базовые числа циклов нагружений при расчете на контактную прочность


Проектирование механических передач


для шестерни


Проектирование механических передач

для колеса


Проектирование механических передач


3). Действительные числа циклов перемены напряжений:

- для колеса


Проектирование механических передач


- для шестерни


Проектирование механических передач


где: n2 - частота вращения колеса, мин-1; Lh - время работы передачи ч; u - передаточное число ступени.

4). Определяем коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям


Проектирование механических передач


где: NHG – базовое число циклов; N – действительное значение.

- для шестерни


Проектирование механических передач


- для колеса


Проектирование механических передач

Проектирование механических передач


5). Определяем число циклов перемены напряжений

- для шестерни


Проектирование механических передач


- для колеса


Проектирование механических передач


6). Определяем допустимое контактное напряжение соответствующее числу циклов перемены напряжений:

- для шестерни


Проектирование механических передач


- для колеса


Проектирование механических передач

7). Определяем допускаемое контактное напряжение:

- для шестерни


Проектирование механических передачН/мм2

Проектирование механических передач Н/мм2


Так как


Проектирование механических передач

Проектирование механических передач,


то косозубая передача рассчитывается на прочность по среднему допускаемому контактному напряжению:


Проектирование механических передач Н/мм2


При этом условии соблюдается


Проектирование механических передач Н/мм2


8). Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса.

а) Рассчитываем коэффициент долговечности KFL.


Проектирование механических передач


где NFO - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, NFO=4*106 для обоих колес.

- для шестерни

Проектирование механических передач


- для колеса


Проектирование механических передач


Так как N1>NF01 и N2>NFО2, то коэффициенты долговечности KFL1=1,и KFL2=l.

б) определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов перемены напряжений NF0:

- для шестерни:


Проектирование механических передач


в предположении, что m<3мм;

- для колеса:


Проектирование механических передач


в) Определяем допускаемое напряжение изгиба:

- для шестерни


Проектирование механических передач


- для колеса


Проектирование механических передач

Таблица 4

Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи Марка стали Dпред Термооб-работка HRCэ1ср [σ]Н [σ]F


Sghtl
HB2ср Н/мм2
Шестерня 40Х 315/200 У+ТВЧ 50,5 877 310
Колесо 40Х 200/125 У 248,5 514,3 255,95

4. Расчет закрытой конической зубчатой передачи

1). Определяем внешний делительный диаметр колеса de2, мм:


Проектирование механических передач


где Кнβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями Кнβ = 1;

θН - коэффициент вида конических колес. Для прямозубых колес θН = 1.


Проектирование механических передач


Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса de2 для нестандартных передач округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров Проектирование механических передач

2). Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса:

для колеса


Проектирование механических передач


для шестерни


Проектирование механических передач

3). Определяем внешнее конусное расстояние Re, мм:


Проектирование механических передачмм


4). Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса:


Проектирование механических передач


где ψе = 0,285 - коэффициент ширины венца.

Проектирование механических передач

Округлить до целого числа по ряду Ra 40, b=42

5). Определяем внешний окружной модуль для прямозубых колес:


Проектирование механических передач


где KFβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями KFβ =l;

Проектирование механических передач - коэффициент вида конических колес. Для прямозубых. Проектирование механических передач

6). Определяем число зубьев колеса и шестерни

-для колеса


Проектирование механических передач


-для шестерни


Проектирование механических передач


7). Определяем фактическое передаточное число

Проектирование механических передач


проверяем его отклонение от заданного u.


Проектирование механических передач

Проектирование механических передач %


8). Определяем действительные углы делительных конусов шестерни и колеса:

-для колеса


Проектирование механических передач

-для шестерни


Проектирование механических передач


9). Выбираем коэффициент смещения инструмента для прямозубой шестерни


НВ1ср - НВ2ср = 487,5-248,5=239


Так как 239> 100,

То х1=х2 = 0.

10). Определяем внешние диаметры шестерни и колеса, мм:

Делительный диаметр шестерни


Проектирование механических передач

Делительный диаметр колеса


Проектирование механических передач


Вершины зубьев шестерни


Проектирование механических передач


Вершины зубьев колеса


Проектирование механических передач


Впадины зубьев шестерни


Проектирование механических передач


Впадины зубьев колеса


Проектирование механических передач


11). Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса:

-для шестерни


Проектирование механических передач


-для колеса


Проектирование механических передач

Проверочный расчет

12). Проверяем пригодность заготовок колес.

Условие пригодности заготовок колес: Проектирование механических передачПроектирование механических передачПроектирование механических передач

Диаметр заготовки шестерни


Проектирование механических передачмм


Размер заготовки колеса


Проектирование механических передач


Соответствует

13). Проверим контактные напряжения


Проектирование механических передач


где Ft - окружная сила в зацеплении, Н равная


Проектирование механических передач


КНα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес и колес с круговыми зубьями; КНα = 1

KHv - коэффициент динамической нагрузки. Определяется по табл. в зависимости от окружной скорости колес Проектирование механических передачм/с, и степени точности передачи

Проектирование механических передач


443,72≤514,3

14). Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:

напряжения изгиба зубьев шестерни


Проектирование механических передач


напряжения изгиба зубьев колеса


Проектирование механических передач


где: KFα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес KFα = l; KFv - коэффициент динамической нагрузки; YFl и YF2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Υβ -коэффициент, учитывающий наклон зуба; Υβ = l;

4.15. Составляем табличный ответ


Таблица 6

Проектный расчет
параметр значение параметр значение
Внешнее конусное расстояние Rе 144.308

Внешний делительный диаметр:

шестерни dе1

колеса dе2


69,273

280,314

Внешний окружной модуль me 1.611

Ширина зубчатого венца b 42

Внешний диаметр окружности вершин:

шестерни dае1

колеса dае2


70,401

281,087

Вид зубьев Прямозубые

Угол делительного конуса:

шестерни δ1

колеса δ2


13,8796

76,1204

Внешний диаметр окружности впадин:

шестерни dfe1

колеса dfe2


65,519

279,387

Число зубьев:

шестерни z1

колеса z2


43

174

Средний делительный диаметр:

шестерни d1

колеса d2


59,367

240,229


5. Расчет клиноременной передачи

1). Выбираем сечение ремня при.

Рном = 2,2кВт nном = 950 об/мин

Выбираем участок А

2). Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива dmin, мм. при Тдвиг = 18,20 Н*м, dмин = 90 мм

3). Задаемся расчетным диаметром ведущего шкива d1 = 100 мм.


Проектирование механических передач


4). Определяем диаметр ведомого шкива d2, мм:


Проектирование механических передач


где u - передаточное число открытой передачи; ε - коэффициент скольжения ε = 0.01…0,02.

5). Определяем фактическое передаточное число uф


Проектирование механических передач


проверяем его отклонение от заданного


Проектирование механических передач

Проектирование механических передач условия соблюдаются.

6). Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм:


Проектирование механических передач


где h - высота сечения клинового ремня h = 8 мм.

Проектирование механических передач, Проектирование механических передачмм

7). Определяем расчетную длину ремня l мм:


Проектирование механических передач


Проектирование механических передач


Выбираем длину ремня l=1600 мм

8). Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине


Проектирование механических передач

Проектирование механических передач


Проектирование механических передач для облегчения надевания ремня на шкив

Проектирование механических передач для натяжения ремней

9). Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива α1 град:


Проектирование механических передач

Проектирование механических передач

Проектирование механических передач соответствует

10). Определяем скорость ремня v, м/с:


Проектирование механических передач


Проектирование механических передач м/с


где [v] - допускаемая скорость, м/с для клиновых ремней [v] = 25м/с;

11). Определяем частоту пробегов ремня U, с-1:


Проектирование механических передач с-1? , U ≤ 30


12). Определим допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем


Проектирование механических передач


где Проектирование механических передач - допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем. С - поправочные коэффициенты.

Ср = 1 (спокойная), Сα = 0,89, Сl = 0,95, Сz = 0,95, Проектирование механических передач=0,72, Проектирование механических передач

13). Определим количество клиновых ремней


Проектирование механических передач

Если Вам нужна помощь с академической работой (курсовая, контрольная, диплом, реферат и т.д.), обратитесь к нашим специалистам. Более 90000 специалистов готовы Вам помочь.
Бесплатные корректировки и доработки. Бесплатная оценка стоимости работы.
Подробнее

Поможем написать работу на аналогичную тему

Получить выполненную работу или консультацию специалиста по вашему учебному проекту

Похожие рефераты: