1 Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет
2 Расчет клиноременной передачи
3 Расчет редуктора
3.1 Расчет зубчатых колес редуктора
3.2 Предварительный расчет валов редуктора
3.3 Конструктивные размеры шестерни и колеса
3.4 Конструктивные размеры корпуса редуктора
3.5 Первый этап компоновки редуктора
3.6 Проверка долговечности подшипников
3.7 Второй этап компоновки
3.8 Проверка прочности шпоночных соединений
3.9 Уточненный расчет валов
3.10 Посадки основных деталей редуктора
3.11 Выбор сорта масла
3.12 Сборка редуктора
4 Выбор муфты для привода
Литература
Введение
Цель курсового проектирования – получение навыков практических расчетов и конструирования деталей и сборочных единиц в механических приводах; навыков пользования технической и справочной литературой, стандартами и другими нормативными документами. Все это подготавливает к выполнению курсовых проектов по специальным дисциплинам, дипломному проектированию и решению инженерно-технических задач на производстве.
Особое внимание уделяется внедрению в производство ресурсосберегающих технологий, позволяющих многократно повышать производительность труда и снижать материалоемкость производства.
Ускорение научно-технического прогресса в машиностроении в конечном итоге зависит от качества и глубины профессиональной подготовки специалистов.
Машина предназначена для распределения теста по заготовкам при выработке формового и круглого хлеба из ржаной и пшеничной муки. Тесто через приемную воронку поступает внутрь корпуса 5, где на подшипниках скольжения вращается вал с закрепленным на нем шнеком 6, захватывая тесто. Шнек перемещает его в делительную головку 7.
1 Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет
4. Материал для изготовления зубчатых колес - сталь
1 – электродвигатель
2 – клиноременная передача
3 – цилиндрический косозубый редуктор
4 – зубчатая муфта
5 – корпус
6 – шнек
7 – делительная головка
Принимаются следующие значения КПД по таблице 1.1[1,с.5]:
Клиноременной передачи - h1=0,96;
Закрытой зубчатой цилиндрической передачи - h2=0,98;
Пары подшипников - h3=0,99.
Общий КПД определяется по формуле [1, с.4]:
hобщ=h1 h2 h32=0,913.
Определяется требуемая мощность электродвигателя по формуле [1,с.4]:
По ГОСТ 19523-81, исходя, из синхронной частоты вращения принимается электродвигатель марки 4А112МВ6У3. Мощность двигателя Р=4 кВт, номинальная частота вращения nдв=955 об/мин
Кинематический расчет привода
Определяется общее передаточное число привода по формуле [1.c.8]:
Производим разбивку общего передаточного числа на частные составляющие. Для зубчатых передач u = 2…6; для ременных передач u=2…4.
Принимаем предварительно передаточное число редуктора u2=4
Определяем передаточное число ременной передачи:
Определяем частоты вращения валов привода:
I вал n1=nдв = 955 об/мин;
II вал
III вал
Определяем угловые скорости валов привода:
I вал ;
II вал
III вал
Силовой расчет привода
Мощность на валах привода определяется по формуле [1,с.107]:
I вал ;
II вал
III вал
Мощность на рабочем валу соответствует техническому заданию.
Определяются вращающие моменты на валах привода по формуле [1,с.189]:
I вал ;
II вал
III вал
Силовые и кинематические характеристики привода заносятся в таблицу.
Таблица 1 Параметры привода
№ вала
n об/мин
w, рад/с
Р, кВт
Т, Нм
Передаточное число
u1
u2
1
955
100
3,7
37
2
4
2
477,5
50
3,51
74
3
120
12,6
3,4
296
2 Расчет клиноременной передачи
Исходные данные для расчета:
1. Передаваемая мощность Р=3,7 кВт;
2. Вращающий момент на ведущем валу Т =37 Нм;
3. Частота вращения ведущего шкива n =955 об/мин;
4. Передаточное число u=2;
5. Режим работы – легкий;
2.1 По номограмме [1,с.134] по частоте вращения ведущего шкива и передаваемой мощности принимается клиновой ремень типа А
2.2 Определяется диаметр ведущего шкива по формуле:
мм.
По ГОСТ 17383-73 принимается d 1 = 100 мм.
2.3. Определяется диаметр ведомого шкива по формуле [1,с.120]:
где e=0,02 - коэффициент проскальзывания
По ГОСТ 17383-73 принимается d 2 =200 мм.
2.4. Уточняется передаточное отношение
При этом угловая скорость ведущего вала редуктора будет
Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчету, , что менее допустимого на
Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов
d1= 100 мм, d2=200 мм.
2.5. Определяется межосевое расстояние по формуле [1,с.137]:
Минимальное
где То – высота сечения ремня, То=8 мм (тип А).
Максимальное
Расчетное
Принимаем ар=236 мм.
2.6. Определяется расчетная длина ремня по формуле [1,с.137]:
По ГОСТ1284.1-80 принимается длина ремня 900 мм тип А
2.7. Определяется угол обхвата ведущего шкива по формуле:
a =156о > 120о – угол обхвата достаточный.
2.8. Определяется число ремней в передаче по формуле [1,с137, ф7.29]:
где СР=1,0 – коэффициент, учитывающий режим и условия работы передачи, принимается по таблице 7.10 [1,с.136];
СL=0,87 – коэффициент, учитывающий тип ремня и его длину, принимается по табл.7.9 [1., с.135];
Ро=1,52 кВт – мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, принимается по табл. 7.8 [1.с.132].
Сz=0,95 – предполагая, что число ремней в передаче будет от 2 до 3.
Принимаем число ремней в передаче z =3
2.9. Определяется ширина шкива по формуле [1. с.138]:
где е=15 – принимается по табл. 7.12 [1.,с.138]
f=10 – принимается по табл. 7.12 [1.,с.138]
Ширина шкива В=50 мм.
2.10. Определение натяжения ветвей.
Натяжение ветвей определяется по формуле [1, с.136,ф(7.30)]
где V – окружная скорость ремня, м/с;
q=0,1 - коэффициент, учитывающий центробежную силу при сечении «А» [1,с.136]
2.11. Определение силы действующей на вал
По формуле [1, с.136, ф(7.31)]:
3 Расчет редуктора
3.1 Расчет зубчатых колес редуктора
Выбираем материалы со средними механическими характеристиками (гл. III, табл. 3.3): для шестерни – Сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость - НВ230, для колеса – Сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость - НВ200.
Допускаемые контактные напряжения
где σHlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
По табл. 3.2. гл.III для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ350 и термической обработкой (улучшением)
KHL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место для длительной эксплуатации редуктора, принимают КHL=1.
[SН]=1,10 – коэффициент безопасности.
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение:
Для шестерни:
Для колеса:
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение
Требуемое условие [ σН] £[ sН2] выполнено.
Коэффициент КНb ,учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, примем по табл. 3.1 [1]. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем значение этого коэффициента, как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев;
Принимаем КНb =1,25
Принимаем коэффициент ширины венца yва =0,5 [1,с.36]
Межосевое расстояние из условий контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле [1,с.29]:
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ2185-66 aW=140 мм.
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:
Принимаем по ГОСТ 9563-60
Принимаем предварительно угол наклона зубьев b=10о и определим числа зубьев шестерни и колеса:
Принимаем z1=22, тогда z2=z1 *u = 22*4=88
Уточненное значение угла наклона зубьев:
b=10о50¢
Основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительные:
Проверка:
Диаметры вершин зубьев:
Ширина колеса:
Ширина шестерни b1=b2+5=75мм.
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колес и степень точности передачи:
При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности [1,с.32].
Коэффициент нагрузки:
где, КНb - коэффициент, учитывающий твердость поверхности зубьев и расположение зубчатого колеса
КНa- коэффициент, учитывающий окружную скорость колес и степень точности передачи.
КНV- коэффициент, учитывающий окружную скорость колес, твердость поверхности зубьев и форму зуба.
Значения КНb даны в таблице 3.5; при , твердости НВ£350 и несимметричном расположении колес относительно опор (учет натяжения клиноременной передачи) КНb»1,17.
По таблице 3.4 гл. III при V=1,4 м/с и 8-й степени точности КНa=1,09.
По таблице 3.6 для косозубых колес при V£5м/с КНV=1,0.
Тогда
Проверка контактных напряжений по формуле[1,с.31]:
Силы действующие в зацеплении:
Окружная
Радиальная
a=20о – угол профиля в нормальной плоскости.
Осевая
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле [1.с.44]:
где КF- коэффициент нагрузки. По табл.3.7 при ybd=1,34, твердости НВ£350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор КFb=1,34. По табл. 3.8 КFV=1,1. Таким образом КF = 1,34*1,1=1,474.
YF- коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zv:
У шестерни
У колеса
YF1=4,014 и YF2=3,61
Допускаемое напряжение
По табл.3.9 для стали 45 улучшенной при твердости НВ£350 s0Flimb=1,8НВ.
Для шестерни s0Flimb=1,8*230=415 Мпа; для колеса s0Flimb=1,8*200=360Мпа.
[S] – коэффициент безопасности,
[S]=[SF]/*[SF]//
[SF]/- коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес, [SF]/=1,75.
[SF]// - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, [SF]//=1.
Следовательно [S]= 1,75.
Допускаемые напряжения:
Для шестерни:
Для колеса
Находим отношение
Для шестерни
Для колеса
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденной отношение меньше.
Определяем коэффициенты Yb и KFa
Для средних значений коэффициента торцового перекрытия eа=1,5 и 8-й степени точности КFa=0,92.
Проверяем прочность зуба колеса по формуле [1,с46]
Условие прочности выполнено.
Предварительный расчет валов редуктора
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал.
Учитывая влияние изгиба вала от натяжения ремня принимаем [t]=25 МПа.
Диаметр выходного конца вала определяем по формуле [1,с.161]:
Принимаем ближайшее большее из стандартного ряда dв1=25
Диаметр вала под подшипниками dп1=30 мм.
Шестерню выполним за одно целое с валом.
Ведомый вал.
Диаметр выходного конца вала:
Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда.
В соответствии с рядом принимаем dВ2=42 мм.
Диаметр вала под подшипниками dп2=45 мм.
Диаметр вала под посадку ступицы зубчатого колеса dк = 50 мм.
Диаметры остальных участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
;
;
;
=37 Нм;
мм.
, что менее допустимого на 
, твердости НВ£350 и несимметричном расположении колес относительно опор (учет натяжения клиноременной передачи) КНb»1,17.
