Міністерство освіти та науки Російської Федерації.

Федеральне агентство з освіти.

Державний навчальний заклад вищої професійної освіти.

Самарський технічний університет.

Кафедра: "Прикладна механіка"

Курсовий проект з механіки

Студент 2 – ХТ – 2

Керівник: к. т. зв., доцент

Технічне завдання №65.

Конічна передача

Частота обертання валу електродвигуна:

.

Обертовий момент на вихідному валу редуктора:

.

Частота обертання вихідного валу:

.

Термін служби редуктора у роках:

.

Коефіцієнт завантаження редуктора протягом року:

.

Коефіцієнт завантаження редуктора протягом доби:

.

1. Вступ_________________________________________________________4

2. Кінематичний та силовий розрахунок приводу__________________________4

2.1 Визначення частот обертання валів редуктора______________________4

2.2. Розрахунок чисел зубів коліс________________________________________4

2.3. Визначення фактичного передавального відношення_______________5

2.4. Визначення ККД редуктора_____________________________________5

2.5. Визначення номінальних навантажувальних моментів кожному валу, схема механізму___________________________________________________5

2.6. Розрахунок потрібної потужності та вибір електродвигуна, його розміри___5

3. Вибір матеріалів та розрахунок допустимих напруг_________________7

3.1. Визначення твердості матеріалів, вибір матеріалу для зубчастого колеса____________________________________________________________7

3.2. Розрахунок напруг, що допускаються _________________________________7

3.3. Допустима напруга на контактну витривалість______________7

3.4. Допустима напруга на згинальну витривалість________________8

4. Проектний та перевірочний розрахунок передачі__________________________8

4.1. Обчислення попереднього ділильного діаметра шестірні______8

4.2. Обчислення попереднього модуля передачі та уточнення його за ГОСТом___________________________________________________________8

4.3. Розрахунок геометричних параметрів передачі

4.4. Перевірочний розрахунок передачі___________________________________9

4.5. Зусилля у зачепленні___________________________________________9

5. Проектний розрахунок валу та вибір підшипників ______________________12

6. Ескізна компоновка та розрахунок елементів конструкції_______________12

6.1. Розрахунок зубчастого колеса_________________________________________12

6.2. Розрахунок елементів корпусу______________________________________13

6.3. Розрахунок мазеутримувальних кілець_______________________________13

6.4. Розрахунок кришки підшипників__________________________________13

6.5. Виконання компонувального креслення__________________________13

7. Підбір та перевірочний розрахунок шпонкових з'єднань _______________14

8. Перевірочний розрахунок валу на втомну витривалість______________15

9. Перевірочний розрахунок підшипників вихідного валу на довговічність___18

10. Підбір та розрахунок сполучної муфти___________________________19

11. Змащування редуктора__________________________________________19

12. Складання та регулювання основних вузлів редуктора___________________20

13. Список використаної літератури________________________________22

14. Додатки__________________________________________________23

Вступ.

Редуктором називають механізм, що складається із зубчастих або черв'ячних передач, виконаний у вигляді окремого агрегату і службовець передачі обертання від валу двигуна до валу робочої машини.

Призначення редуктора – зниження кутової швидкості і відповідно підвищення крутного моменту веденого валу проти провідним.

Редуктор складається з корпусу (литого чавунного або зварного сталевого), в якому розміщують елементи передачі – зубчасті колеса, вали, підшипники тощо. В окремих випадках у корпусі редуктора розміщують також пристрої для змащування зачеплень та підшипників або пристрої для охолодження.

Редуктори класифікують за такими основними ознаками: типу передачі (зубчасті, черв'якові або зубчасто-черв'якові); числу ступенів (одноступінчасті, двоступінчасті тощо); типу зубчастих коліс (циліндричні, конічні, коніческо-циліндричні тощо); відносного розташування валів редуктора у просторі (горизонтальні, вертикальні); особливостям кінематичної схеми (розгорнута, співвісна, з роздвоєним щаблем тощо).

Конічні редуктори застосовують передачі руху між валами, осі яких перетинаються зазвичай під кутом 90. Передачі з кутами, відмінними від 90 , зустрічаються рідко.

Найбільш поширений тип конічного редуктора – редуктор з вертикально розташованим тихохідним валом. Можливе виконання редуктора з вертикально розташованим швидкохідним валом; у цьому випадку привід здійснюється від фланцевого електродвигуна

Передавальне число u одноступінчастих конічних редукторів з прямозубими колесами, як правило, не вище 3; у поодиноких випадках u = 4.При косих або криволінійних зубцях u = 5 (як виняток u = 6.3).

У редукторів з конічними прямозубими колесами допускається окружна швидкість (поділу середнього діаметра) v ≤ 5 м/с. При більш високих швидкостях рекомендують застосовувати конічні колеса з круговими зубами, що забезпечують більш плавне зачеплення і більшу здатність, що несе.

2 Кінематичний та силовий розрахунок приводу.

2.1 Визначення частот обертання валів редуктора:

.

Частота обертання першого (вхідного) валу:

.

Частота обертання другого (вихідного) валу:

.

2.2 Розрахунок чисел зубів передач.

Розрахункова кількість зубів шестірні

визначають залежно від величини передавального відношення передачі:

Значення

округлюють до цілого числа за правилами математики: .

Розрахункова кількість зубів колеса

, необхідне реалізації передавального числа , визначають залежно: .

Значення

округлюють до цілого числа: .

2.3 Визначення фактичного передавального відношення:

.

2.4 Визначення ККД редуктора.

Для конічного редуктора

.

Обертовий (навантажувальний) момент на вихідному валу редуктора:

.

На вхідному валу:

.

2.5 Визначення номінальних моментів навантаження на кожному валу, схема механізму.

Потужність на вихідному валу редуктора, кВт:

кВт , де: - крутний момент вихідного валу, - частота обертання вихідного валу.

Розрахункова потужність електродвигуна.

ІРКУТСЬКИЙ ДЕРЖАВНИЙ ТЕХНІЧНИЙ УНІВЕРСИТЕТ

Кафедра конструювання та стандартизації у машинобудуванні

Теорія машин та механізмів

Методичні вказівки та завдання до розділу:

"Визначення передавального відношення в багатоступінчастих зубчастих передачах"

Іркутськ 2007

Теорія машин та механізмів. Методичні вказівки та завдання до розділу: "Визначення передавального відношення в багатоступінчастих зубчастих передачах". Шматкова О.В. - Іркутськ: Вид-во ІРГТУ. - 2007. -20 с.

Ця методична вказівка ​​призначається для студентів, які вивчають курс «Теорії машин та механізмів».

Рецензент:

Підписано до друку 20.01.07 Формат 60х84 1/16

Папір друкарський. Друк офсетний, ум. печ.л.1,25. Уч-вид. л. 1,35

Тираж 200 екз. З-20.

Іркутський державний технічний університет

664074, Іркутськ, вул. Лермонтова, 83

Передмова

Ця методична вказівка ​​призначається для студентів, які вивчають курс «Теорії машин та механізмів».

Під час вивчення цього курсу студенти повинні засвоїти основні методи розрахунку та аналізу різних схем механізмів.

У даному методичному вказівці наводяться завдання та розглядаються деякі питання вирішення задач щодо визначення передавального відношення у багатоступінчастих зубчастих передачах.

ЗАВДАННЯ

Визначити передатне відношення механізму та швидкість обертання вихідного валу. Недоліки числа зубів коліс визначити з умови співвісності, вважаючи, що всі колеса мають один і той же модуль і кут зачеплення. Розрахункові схеми наведено на рисунках 1.1 – 1.32, вихідні дані у таблиці 1.

ТЕОРІЯ

Передавальним ставленням від колеса 1 до колеса 2 називається відношення кутової швидкості (або числа обертів за хвилину ) ланки 1 до кутової швидкості (або ) ланки 2:

.

Таким чином:

Передавальному відношенню надається знак мінус при зовнішньому зачепленні коліс, знак плюс при внутрішньому. Знак передавального відношення вказує напрямок обертання веденої ланки по відношенню до провідної ланки.

Передатне відношення механізму, що складається з kступенів визначається за формулою: ,

де n- Число зовнішніх зачеплень.

Для планетарних механізмів передатне відношення визначається за такою формулою (таблиця 2): ,

де – вхідна ланка, – вихідна ланка (водило), – нерухома ланка.

Якщо вхідним ланкою в планетарному механізмі є – водило, то розрахунок передавального відношення слід розпочинати з наступної формулы: .

№ варіанта	Схема рис.	n 1 (n H1)	Z 1	Z 2	Z 3	Z 4	Z 5	Z 6	Z 7	Z 8	Z 9	Z 10	Z 11	Z 12	Z 13	Z 14	Z 15
	1.1	1000	30	20	25	-	25	50	-	40	15	20	25	45	-	-	-
	1.2	2000	15	30	45	40	20	-	17	34	40	25	22	26	-	-	-
	1.3	1500	-	18	20	47	21	23	31	45	30	30	45	-	-	-	-
	1.4	3000	40	30	10	70	20	15	-	30	35	60	12	21	18	30	25
	1.5	2500	25	35	-	15	-	40	30	20	10	25	20	10	30	-	-
	1.6	1000	30	15	22	18	24	22	40	10	20	-	35	15	-	-	-
	1.7	2000	40	15	-	12	24	18	54	30	18	15	-	30	25	17	15
	1.8	1500	50	27	32	35	10	14	30	25	17	19	10	40	-	25	30
	1.9	3000	17	34	17	30	25	25	30	50	18	17	34	18	-	-	-
	1.10	2500	18	33	22	17	32	60	20	17	-	-	17	30	20	18	36
	1.11	1000	21	17	17	30	19	-	20	20	-	25	19	17	30	42	34
	1.12	2000	18	33	27	70	19	20	-	17	34	-	40	20	40	18	30
	1.13	1500	17	34	36	20	18	-	17	17	34	31	17	19	31	-	-
	1.14	3000	18	36	17	68	34	18	24	-	38	18	40	20	29	-	-
	1.15	2500	17	27	17	17	34	17	51	78	20	-	68	32	19	22	-
	1.16	1000	15	20	17	40	60	22	25	-	-	17	21	40	15	30	-
	1.17	2000	15	12	19	30	31	-	30	15	25	15	20	15	15	-	-
	1.18	4000	15	30	15	-	70	50	14	28	14	25	30	17	33	17	-
	1.19	1500	20	30	27	17	-	34	17	17	-	22	18	24	32	34	-
	1.20	3000	40	20	25	30	32	22	17	-	17	19	24	-	17	-	34
	1.21	1000	60	20	18	24	16	-	17	18	31	19	18	30	-	-	-
	1.22	2500	18	20	40	20	-	80	30	25	30	29	20	22	24	25	30
	1.23	4000	80	18	-	70	40	17	20	40	19	37	20	30	40	-	-
	1.24	2000	20	18	17	29	17	19	30	25	40	20	35	18	18	40	-
	1.25	3000	30	25	30	20	40	17	-	20	17	17	-	19	51	17	-
	1.26	1000	18	19	33	28	17	51	30	25	17	34	17	34	30	18	-
	1.27	2000	20	18	34	17	21	-	22	24	40	18	-	24	22	18	-
	1.28	1000	70	22	20	-	30	25	-	35	25	20	-	30	25	40	-
	1.29	4000	36	18	24	-	17	34	28	22	26	19	17	26	17	19	18
	1.30	2500	80	40	-	60	30	18	-	28	19	32	24	26	40	-	20
	1.31	1000	17	29	31	17	30	27	30	20	20	-	40	30	17	34	-
	1.32	2000	30	28	25	18	33	40	20	18	18	-	30	17	19	18	-

Таблиця 1

		Рис.1.12.

	Рис.1.17.
	Рис.1.18.

	Рис.1.19.

ПОРЯДОК ВИКОНАННЯ

1. З умови співвісності визначити недостатні числа зубів коліс.

2. Розбити механізм на окремі щаблі.

3. Визначити передатне відношення кожного ступеня.

4. Визначити передатне відношення механізму загалом як добуток передавальних відносин окремих ступенів.

Необхідна потужність приводу визначається за формулою:

де Т 2 – момент на вихідному валу (Нм);

n 2 – частота обертання вихідного валу (про/хв).

Визначення необхідної потужності електродвигуна.

Необхідна потужність електродвигуна визначається за формулою

де η редуктора- ККД редуктора;

Відповідно до кінематичної схеми заданого приводу ККД редуктора визначається за залежністю:

η редуктора = η зачеплення η 2 підшипників η муфти ,

де η зачеплення- ККД зубчастого зачеплення; приймаємо η зачеплення = 0,97 ;

η підшипників- ККД пари підшипників кочення; приймаємо η підшипників = 0,99 ;

η муфти- ККД муфти; приймаємо η муфти = 0,98 .

1.3. Визначення частоти обертання валу електродвигуна.

Визначаємо діапазон оборотів, в якому може бути синхронна частота обертання електродвигуна за формулою:

n з = un 2 ,

де u– передавальне число щаблі; вибираємо діапазон передавальних чисел, який рекомендується на одному ступені циліндричної зубчастої передачі в інтервалі від 2 – 5 .

Наприклад: n з = un 2 = (2 – 5)200 = 400 – 1000 об/хв.

1.4. Вибір електродвигуна.

За величиною необхідної потужності електродвигуна Р Витрати.(з урахуванням того, що Р ел.дв. ≥ Р Витрати.) та синхронній частоті обертання валу n звибираємо електродвигун:

серія ….

потужність Р= ……кВт

синхронна частота обертання n з= …..про/хв

асинхронна частота обертання n 1 = …..про/хв.

Рис. 1. Ескіз електродвигуна.

1.5. Визначення передавального числа редуктора.

За розрахунковим значенням передавального числа вибираємо стандартне значення, з урахуванням похибки, із низки передавальних чисел . Приймаємо u ст. = ….. .

1.6. Визначення, частот обертання та крутних моментів на валах редуктора.

Частота обертання вхідного валу n 1 = ….. про/хв.

Частота обертання вихідного валу n 2 = ….. про/хв.

Крутний момент на колесі вихідного валу:

Крутний момент на шестірні вхідного валу:

2. РОЗРАХУНОК ЗАКРИТОГО ЗУБЧАТОГО ПЕРЕДАЧІ.

2.1. Проектувальний розрахунок.

1. Вибір матеріалу коліс.

Наприклад:

Шестерня Колесо

НB = 269…302 НB = 235…262

НB 1 = 285 НB 2 = 250

2. Визначаємо допустимі контакти напруги для зубів шестерні та колеса :

де  H lim - межа витривалості контактної поверхні зубів, що відповідає базовому числу циклів змінних напруг; визначається залежно від твердості поверхні зубів або задається числове значення;

Наприклад:  H lim = 2HB+70.

S H- Коефіцієнт безпеки; для зубчастих коліс з однорідною структурою матеріалу та твердість поверхні зубів HB 350 рекомендується S H = 1,1 ;

Z N- Коефіцієнт довговічності; для передач при тривалій роботі з постійним режимом навантаження рекомендується Z N = 1 .

Остаточно за допустиму контактну напругу приймається менше з двох значень допустимих контактних напруг колеса і шестерні [  Н] 2 та [  Н ] 1:[ Н ] = [ Н ] 2 .

3. Визначаємо міжосьову відстань з умови контактної витривалості активних поверхонь зубів .

де Е пр- Наведений модуль пружності матеріалів коліс; для сталевих коліс можна прийняти Е пр= 210 5 МПа;

 ba– коефіцієнт ширини колеса щодо міжосьової відстані; для коліс розташованих симетрично щодо опор рекомендується ψ ba = 0,2 – 0,4 ;

До H  - Коефіцієнт концентрації навантаження при розрахунках по контактним напругам.

Для визначення коефіцієнта До H  необхідно визначити коефіцієнт відносної ширини зубчастого вінця щодо діаметра ψ bd : ψ bd = 0,5ψ ba (u1)=….. .

За графіком малюнка ….. з урахуванням розташування передачі щодо опор, при твердості НВ 350, за величиною коефіцієнта ψ bdзнаходимо: До H  = ….. .

Обчислюємо міжосьову відстань:

Наприклад:

Для редукторів міжосьову відстань округляємо по ряду стандартних міжосьових відстаней або ряду Ra 40 .

Призначаємо а W= 120 мм.

4. Визначаємо модуль передачі.

m = (0,01 – 0,02)а W= (0,01 – 0,02)120 = 1,2 – 2,4 мм.

По ряду модулів отриманого інтервалу призначаємо стандартне значення модуля: m= 2 мм.

5. Визначаємо число зубів шестірні та колеса.

Сумарне число зубів шестірні та колеса визначаємо з формули: а W = m(z 1 +z 2 )/2;

звідси z   = 2а W /m= …..; приймаємо z  = ….. .

Число зубів шестірні: z  1 = z  /(u1) = …..

Для усунення підрізування зубів z 1 ≥ z min ; для прямозубого зачеплення z min = 17 . Приймаємо z 1 = ….. .

Число зубів колеса: z 2 = z  - z 1 = .. Рекомендується z 2  100 .

6. Уточнюємо передатне число.

Визначаємо фактичне передавальне число за формулою:

Похибка значення фактичного передавального числа від розрахункового значення:

Умова точності проектування виконується.

За передатне число редуктора приймаємо u факт = ….. .

7. Визначаємо основні геометричні розміри шестірні та колеса.

Для нарізаних коліс без зсуву інструменту:

діаметри початкових кіл

d W = d

кут зачеплення та кут профілю

α W = α = 20º

ділильні діаметри

d 1 = z 1 m

d 2 = z 2 m

діаметри вершин зубів

d а1 = d 1 +2 m

d а2 = d 2 +2 m

діаметри западин

d f 1 = d 1 –2,5 m

d f 2 = d 2 –2,5 m

висота зуба

h = 2,25 m

ширина зубчастого вінця

b w = ψ ba а W

ширина вінця шестерні та колеса

b 2 = b w

b 1 = b 2 + (3 – 5) = ….. . Приймаємо b 1 = ….. мм.

перевіряємо величину міжосьової відстані

a w = 0,5  (d 1 + d 2 )

ВСТУП

Черв'ячна передача відноситься до передач зачепленням з осями валів, що перехрещуються.

Основні переваги черв'ячних передач: можливість отримання великих передавальних чисел в одній парі, плавність зачеплення, можливість самогальмування. Недоліки: порівняно низький к.п.д., підвищений зношування та схильність до заїдання, необхідність застосування для коліс дорогих антифрикційних матеріалів.

Черв'якові передачі дорожчі і складніші за зубчасті, тому їх застосовують, як правило, при необхідності передачі руху між валами, що перехрещуються, а також там, де необхідне велике передатне відношення.

Критерієм працездатності черв'ячних передач є поверхнева міцність зубів, що забезпечує їх зносостійкість та відсутність фарбування та заїдання, а також згинальна міцність. При дії в черв'ячному зачепленні короткочасних навантажень проводиться перевірка зубів черв'ячного колеса на вигин за максимальним навантаженням.

Для тіла черв'яка здійснюється перевірочний розрахунок на твердість, а також проводиться тепловий розрахунок.

Проектування здійснюється в два етапи: проектувальний - з умов контактної витривалості визначаються основні розміри передачі та перевірочний - при відомих параметрах передачі в умовах її роботи визначаються контактні та згинальні напруги і порівнюються з допустимими за витривалістю матеріалу.

Визначаються сили, що навантажують підшипники та проводиться підбір підшипників по вантажопідйомності.

КИНЕМАТИЧНИЙ І СИЛОВИЙ РОЗРАХУНОК

Вибір електродвигуна

Для вибору електродвигуна визначаються необхідна його потужність та частота обертання.

Згідно з вихідними даними на проектування, необхідну потужність для виконання технологічного процесу можна знайти з формули:

Р вих = F t V, (2.1)

де Р вих – потужність на вихідному валу приводу, Вт;

F t – тягове зусилля, Н;

V – швидкість руху робочого органу, м/с;

Р вих = 1,5 кВт.

Визначення загального К.П.Д. приводу

Тоді відповідно до кінематичного ланцюжка передачі потужності загальний К.П.Д. всього приводу розраховується за такою формулою:

з заг = з 1 з 2 з 3 з 4 (2.2)

з заг = 0,80,950,980,99 = 0,74.

Отже, із розрахунку загального К.П.Д. стало видно, що в процесі роботи приводу лише 74% потужності від двигуна надходитиме до барабана лебідки.

Визначимо необхідну потужність двигуна для нормальної роботи лебідки:

Приймаємо двигун потужністю 2,2 квт.

Розрахунок частоти обертання валу електродвигуна

Оскільки на даному етапі ще невідомі передавальні числа передач приводу і не відома частота обертання двигуна, виникає можливість розрахувати бажану частоту обертання вала електродвигуна.

І тому проведено такі розрахунки.

Визначення частоти обертання вихідного валу приводу

Згідно з вихідними даними, кутова швидкість вихідного валу розраховується за формулою:

де щ - кутова швидкість, з -1;

D б – діаметр барабана, м;

v – швидкість руху робочого органу, м/с.

Знайдемо частоту обертання, знаючи кутову швидкість за формулою:

про/хв. (2.5)

Визначення бажаного передавального числа приводу

З аналізу кінематичної схеми приводу електролебідки видно, що загальне передавальне число (u заг) утворюється за рахунок передавального числа редуктора черв'ячної передачі.

Приймаємо u чп = 50. Взаємозв'язок між частотами обертання валу електродвигуна n дв та вихідного валу n з визначається залежністю:

n дв = n з u заг, (2.6)

тоді бажана частота обертання валу електродвигуна становитиме:

n дв = 38,250 = 1910 об/хв.

Згідно з наявною номенклатурою двигунів найбільш близьким до бажаної частоти обертання є двигун із синхронною частотою обертання, що дорівнює 1500 об/хв. З урахуванням вищевикладеного, остаточно приймаємо двигун марки: 90L4/1395. серії АІР, який має наступні характеристики:

Р дв = 2,2 кВт;

n дв = 1500 об/хв.

Кінематичні розрахунки

Загальне передатне число:

u заг = n дв / = 1500/38,2 = 39,3.

Визначимо всі кінематичні характеристики проектованого приводу, які знадобляться надалі для детального опрацювання передачі. Визначення частоти та швидкостей обертання. Частоти обертання всіх валів легко розрахувати, починаючи від обраної частоти обертання валу електродвигуна з урахуванням того, що частота обертання кожного наступного валу визначається через частоту обертання попереднього за формулою (2.7) з урахуванням передавального числа:

де n (i+1) - частота обертання i+1 валу, об/хв;

u i -(i+1) - передатне відношення між i та i+1 валами.

Моменти на валах редуктора:

Т 1 =9,5510 3 (Р/n е)= 9,5510 3 (2,2/1500)=14,0 Нм

Т2 = Т1u = 14,039,3 = 550 Нм.