Ученое звание, ученая степень, должность,

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

УЧРЕЖДЕНИЕ ОБРАЗОВАНИЯ

«БАРАНОВИЧСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Факультет __________________ инженерный _____________________________________

Кафедра __________ информационных_систем_и_технологий _____________________

Дата регистрации работы на кафедре _________

Отметка о допуске к защите _________

Оценка за защиту _________

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине ___________________ Техническая_механика ________________________

Тема:

«__Проектирование_привода_с_коническим_редуктором,_ременной_и_цепной_ передачами___»

Исполнитель:

_инженерный,_3_курс,_группа_ИСТ-31

студент (факультет, курс, группа)

__ Корсиков_Роман_Дмитриевич ______

Фамилия, имя, отчество

Преподаватель:

___ преподаватель ___________________

Ученое звание, ученая степень, должность,

__ Коробкина_ Екатерина_Валерьевна _

Фамилия, имя, отчество

Барановичи 2013

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

УЧРЕЖДЕНИЕ ОБРАЗОВАНИЯ

«БАРАНОВИЧСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»

 

РЕЦЕНЗИЯ

на курсовой проект

(регистрационный №_____)

 

Студента

_______________________________________________________________________

(фамилия, имя, отчество)

Факультет _______________________________________________________________________

Курс ________________

 

Дисциплина

_______________________________________________________________________

 

Рецензент

_______________________________________________________________________

(фамилия, имя, отчество)

 

Дата получения к/п для рецензирования _____________________________________

 

Дата возвращения к/п после рецензирования _________________________________

 

Оценка______________ Подпись преподавателя-рецензента ____________________

 

Текст рецензии:

_______________________________________________________________________

_______________________________________________________________________

_______________________________________________________________________

_______________________________________________________________________

_______________________________________________________________________

_______________________________________________________________________

_______________________________________________________________________

_______________________________________________________________________

_______________________________________________________________________

_______________________________________________________________________

_______________________________________________________________________

_______________________________________________________________________

_______________________________________________________________________

_______________________________________________________________________

_______________________________________________________________________

_______________________________________________________________________

_______________________________________________________________________

_______________________________________________________________________

_______________________________________________________________________

_______________________________________________________________________

_______________________________________________________________________

_______________________________________________________________________

ВВЕДЕНИЕ

 

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающегося момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных (колес) передач, выполненных в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещены элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также другие вспомогательные устройства.

Редукторы классифицируются по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные);

· числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.);

· типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.);

· относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные);

· особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).

Двухступенчатые цилиндрические редукторы.

Наиболее распространены двухступенчатые горизонтальные редукторы, выполненные по развернутой схеме. Эти редукторы отличаются простотой, но из-за несимметричного расположения колес на валах повышается концентрация нагрузки по длине зуба. Поэтому в этих редукторах следует применять жесткие валы.

Проектируемые машины должны иметь наиболее высокие эксплуатационные показатели (производительность, КПД), небольшой расход энергии и эксплуатационных материалов при наименьшем весе и габаритах: высокую надежность: быть экономичными как в процессе производства, так и в процессе эксплуатации, быть удобными и безопасными в обслуживании: допускать автоматизацию работы машины, стандартизацию деталей и сборочных единиц. Машиностроение имеет большое значение в экономике, так как на базе машиностроения развиваются все остальные отрасли промышленности и сельского хозяйства.

 

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Исходные данные:

а) мощность на приводном валу кВт;

б) частота вращения приводного вала ;

в) передаточное отношение редуктора ;

г) мощность двигателя кВт;

д) частота вращения вала двигателя .

 

Порядок расчета:

Общий КПД привода:

КПД ременной передачи ;

КПД конической передачи ;

КПД цепной передачи ;

КПД подшипников качения .

(1.1)

.

Требуемая мощность:

(1.2)

кВт.

Передаточные отношения привода:

Общее передаточное отношение:

(1.3)

;

Передаточное отношение цепной передачи принимаем ;

Передаточное отношение ременной передачи:

 

(1.4)

.

Мощность, частота вращения и вращающий момент на валах привода:

Вал I:

;

;

Н·м.

Вал II:

;

;

Н·м.

Вал III:

;

;

Н·м.

Занесение полученных данных в таблицу 1:

Таблица 1. Кинематический расчёт привода

№ вала	P, кВт	T, Н·м	n, об/мин
	1,8	81,1
	1,73	155,8
	1,6	436,6

РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ

Выбор сечения ремня

В качестве расчетной мощности , передаваемой ведущим шкивом, принимается мощность, равная номинальной мощности двигателя . Аналогично, частота вращения n₁, ведущего шкива равна номинальной частоте вращения двигателя. Таким образом:

кВт;

.

По номограммам, приведенным в табл. 1П.35 приложения 1П [1, с. 394], в зависимости от мощности P₁ и частоты вращения n₁ выбираем клиновые ремни: нормального сечения A.

Необходимое число ремней

, (2.11)

где С_z - коэффициент числа ремней:

z 1 2...3 4...6 > 6

С_z 1 0,95 0,9 0,85.

При мощности на ведущем (меньшем) шкиве Р₁ = Р_тр = 1,9 кВт, задаваясь ко­эффициентом С_z, имеем:

;

принимаем z = 3.

7. Определение силы предварительного натяжения F₀(Н) одного клинового ремня

, (2.12)

где q-масса 1 м длины ремня; по табл. 1П.36 приложения 1П [1, с. 395] для ремня сечения A q = 0,105 кг/м.

 

140 Н.

Вывод

При одной и той же передаваемой мощности применение клино­вых ремней узкого сечения позволяет уменьшить габариты передачи (для сечения ремня A) а = 312 мм, d_p1= 100 мм, d_p2 = 315 мм, z = 3.

Расчет конической передачи

Исходные данные

а) частота вращения шестерни n₂ = 212 об/мин;

б) частота вращения колеса n₃ = 106 об/мин;

в) передаточное число редуктора U = U_ред = 2;

г) вращающий момент на валу шестерни Т₁ = 81,1 Н ∙ м;

д) вращающий момент на валу колеса Т₂ = 155,8 Н ∙ м;

е) расположение зубчатых колес относительно опор: шестерни – консольное, колеса – несимметричное;

ж) кратковременная перегрузка ;

з) типовой режим нагружения – (легкий);

и) редуктор привода цепного конвейера; привод нереверсивный.

 

Порядок расчета

Проектный расчет

1. Выбор варианта термической обработки зубчатых колес

Вариант термообработки (т.о.) выбираем, исходя из вращающего момента на колесе рассчитываемой быстроходной ступени.

В нашем примере . Принимаем вариант т.о. I (табл. 1П.6 приложения 1П [1, c.369]):

а) т.о. шестерни – улучшение, твердость поверхности 269…302 НВ;

б) т.о. колеса – улучшение, твердость поверхности 235…262 НВ;

в) марки сталей одинаковы для шестерни и колеса: 45; 40Х; 40ХН и др.

Предварительное определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на сопротивление контактной усталости

Предел контактной выносливости поверхности зубьев :

а) для шестерни (т.о. улучшение):

, (2.15)

где – средняя твердость поверхности зубьев шестерни;

.

б) для колеса (т.о. улучшение):

, (2.16)

где – средняя твердость поверхности зубьев колеса.

.

Базовое число циклов напряжений :

(2.17)

;

.

Эквивалентное число циклов напряжений за расчетный срок службы привода при числе зацеплений зуба рассчитываемого зубчатого колеса за один оборот и коэффициенте (табл. 1П.8 приложения 1П [1, c.370]):

(2.18)

;

.

Определим для шестерни и колеса конической ступени коэффициенты долговечности и , используемые при расчете передачи на сопротивление контактной усталости.

Следует отметить, что для конической передачи коэффициент долговечности определяется аналогичным образом, как и для цилиндрической передачи в зависимости от отношения эквивалентного числа циклов напряжений и базового .

а) для шестерни – так как , то коэффициент долговечности определяется по формуле:

 

(2.19)

;

б) для колеса – так как , то коэффициент долговечности определяется по формуле:

(2.20)

.

Расчетный коэффициент запаса прочности при расчете контактной усталости принимаем по табл. 1П.9 приложения 1П [1, c.371]: для шестерни и колеса (т.о. улучшение) – .

Предварительная величина допускаемого контактного напряжения при расчете передачи на сопротивление контактной усталости по формуле:

(2.21)

;

.

В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения для конической передачи при известных допускаемых контактных напряжениях шестерни и колеса принимают величину, определяемую в соответствии с рекомендациями, изложенными в п.2.1 [см. формулы (2.17) или (2.18) [1, c.27]], в зависимости от вида зубьев.

Для конической передачи с круговыми зубьями по формуле (2.18 [1, c.27]):

(2.22)

.

Предварительное определение внешнего диаметра вершин зубьев шестерни.

Для определения диаметра заготовки конической шестерни (см. далее п. 7) необходимо знать внешний диаметр вершин зубьев , который предварительно может быть рассчитан по формуле:

(2.46)

.

Проверочный расчет

Расчет цепной передачи

Исходные данные:

а) мощность на валу ведущей звездочки Р₁ = 1,73 кВт;

б) частота вращения ведущей звездочки n₁ = 106 ;

в) передаточное число ;

г) условия эксплуатации (работа без пыли; передача открытая; расположение — горизонтальное; работа в одну смену; смазка — удовлетворительная; натяжение цепи не предусматривается).

 

Порядок расчета:

Выбор типа приводной цепи.

В цепных передачах применяют приводные роликовые, втулочные и зубчатые цепи.

Роликовые цепи нормальной серии ПР (ГОСТ 13568-75) получили наибольшее распространение в различных механических приводах. Их изготовляют одно-(ПР), двух-(2ПР), трех-(ЗПР) и четырехрядными (4ПР). Предпочтение следует отдавать однорядным цепям. Четырехрядные цепи без особых требований не рекомендуется применять ввиду необходимости использования звездочек по­вышенной точности и усложнения монтажа.

Втулочные цепи ПВ (ГОСТ 13568-75) аналогичны роликовым, но у них отсутствуют ролики. Их применяют в основном в мотоциклах и автомобилях.

Зубчатые цепи с шарнирами качения по ГОСТ 13522-81 отличаются повышенной надежностью, скоростью и кинематической точностью. Однако они бо­лее тяжелые и дорогостоящие и поэтому имеют ограниченное применение. Их используют обычно при высоких скоростях - до 35 м/с.

Рассчитываемая цепная передача является последней ступенью привода. По­этому при небольшой скорости движения она будет испытывать значительные нагрузки. Выбираем приводную роликовую цепь.

Предварительное определение межосевого расстояния.

По соображени­ям долговечности цепи предварительно величину межосевого расстояния будем принимать в диапазоне а = (30…50)р_ц, где р_ц – шаг цепи мм.

4. Определение коэффициента эксплуатации .

По таблице 1П.26 [7, стр. 388]:

а) коэффициент динамической нагрузки = 1,3 (нагрузка переменная);

б) коэффициент межосевого расстояния = 1 [для а = (30... 50)p_ц];

в) коэффициент наклона передачи к горизонту = 1 (передача горизонтальная);

г) коэффициент способа регулировки натяжения цепи = 1,25 (натяжение цепи не регулируется);

д) коэффициент смазки и загрязнения передачи = 1 [производство без пыли, качество смазки - II (удовлетворительная: густая внутришарнирная при υ < 4 м/с,)].

е) коэффициент режима или продолжительности работы передачи в течении суток = 1 (работа в одну смену).

Тогда коэффициент эксплуатации:

(2.92)

.

5. Определение коэффициентов и .

Число зубьев малой звездочки типо­вой передачи принимается только (см. таблицу 1П.27 [7, стр. 389]). Число зубьев малой звездочки проектируемой передачи Z₁ = 23.

Тогда коэффи­циент числа зубьев:

(2.93)

.

Частота вращения малой звездочки проектируемой передачи п₁ = 106 . Ближайшая частота вращения малой звездочки типовой передачи п₀₁ =50 (см. таблицу 1П.31[7, стр.391]). Тогда коэффициент частоты враще­ния:

(2.94)

.

Выбор цепи.

Расчетная мощность, передаваемая однорядной цепью для проектируемой передачи:

(2.95)

.

Ближайшей большей допускаемой расчетной мощностью по табл. 1П.27 [7, стр.389] при Z₀₁ = 25 и n₀₁ = 50 мин^-1 является = 19,05 кВт для однорядной цепи ПР-19,05-31800 с шагом р_ц = 19,05 мм.

Определим делительные диаметры звездочек:

(2.96)

;

.

Для ограничения вредного влияния ударов цепи о зубья ведущей звёздочки проверяем не превышает ли шаг максимальный допустимый (табл.1П.29) [7,стр.391]

При допускается = 50,80 мм, и, следовательно, цепь допускает ещё большую величину .

Скорость цепи:

(2.97)

.

По табл. 1П.25[7, стр. 387]при назначаем для цепи густую внутришарнирную смазку (качество смазки II).

Предварительный расчёт быстроходного (входного) вала.

Быстроходный вал выполнен за одно целое с конической шестерней с круговыми зубьями, имеющей следующие геометрические размеры: ; ; ; ; ;

В соответствии с рекомендациями, изложенными в п. 5.1 [1, c.151], конструирование быстроходного вала редуктора начинаем с определения диаметра его концевого участка. При вращающем моменте на валу и МПа определяем диаметр цилиндрического конца вала, являющегося его первой ступенью:

(3.1)

.

По ГОСТ 12080 – 66 на цилиндрические концы валов (табл. 2П. 1 приложения 2П [1, c.399]) принимаем диаметр конца вала d = 32 мм и длину конца вала l = 58 мм (исполнение 2 - короткие). Таким образом, размеры первой ступени быстроходного вала: ; .

Конструируем вторую ступень вала. Шкив, устанавливаемый на цилиндрическом конце вала, доводят до упора в буртик диаметром . По табл. 2П.3 приложения 2П [1, c.401] размер фаски в отверстии ступицы шкива . Тогда высота буртика вала, необходимая для упора шкива:

(3.2)

.

При этом размер упорного пояска , что допустимо (k ≥ 1…2 мм). Тогда диаметр буртика для упора шкива:

(3.3)

.

По ряду Ra40 (табл. 1П.13 приложения 1П [1, c.375]) принимаем диаметр второй ступени . Длина , второй ступени определяется в зависимости от диаметра подшипника.

Определим диаметр следующей третьей ступени, на которой выполняется резьба для круглой шлицевой гайки. По табл. 2П.8 приложения 2П [1, c.405] в зависимости от принимаем резьбу М45×1,5. Диаметр третьей ступени: . Длина третьей ступени зависит от диаметра подшипника.

Диаметр четвертой ступени вала, на которой устанавливаются подшипники, принимаем из условия свободного их прохождения через ступень диаметром : , где – внутренний диаметр подшипника. По табл. 2П.15 приложения 2П [1, c.414] принимаем роликовый конический однорядный подшипник легкой серии 7209А (ГОСТ 27365 - 87) с . Таким образом . Длину четвертой ступени определим после назначения размеров пятой ступени.

Пятая ступень служит в качестве буртика (заплечика) для упора подшипника. По табл. 2П. 18 приложения 2П [1, c.419] для выбранного роликового конического подшипника легкой серии 7209А диаметр буртика (заплечика) .

Принимаем . При этом . Ширина буртика (пятой ступени) ;

 

принимаем .

Возвратимся теперь к определению длины четвертой ступени вала. Этот размер определяется жесткостью вала, которая в свою очередь обеспечивается определенным соотношением размеров , , d и . Однако предварительно определим ряд размеров, которые будут необходимы для проверки этих соотношений. Имеем:

(3.4)

;

(3.5)

.

Для выбранного подшипника легкой серии 7209А (ГОСТ 27365 - 87) по табл. 2П.15 приложения 2П [1, c.414]: d = 45 мм; D = 85 мм; Т = 21 мм; с = 16 мм; е = 0,4. Тогда смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника:

(3.6)

.

Длина консоли вала со стороны шестерни:

(3.6)

.

Размер :

(3.7)

.

Тогда соотношения размеров: , что меньше диаметра подшипника d = 45 мм; ; . В качестве расчетного расстояния , между точками А и В приложения радиальных реакций принимаем большее из полученных значений и , a именно . Тогда расстояние между торцами наружных колец подшипников .

Расстояние между подшипниками позволяет окончательно определить длину четвертой ступени вала:

(3.8)

,

где – ширина канавки для выхода резьбонарезного инструмента.

Диаметр подшипника позволяет определить длины второй и третьей ступени вала:

(3.9)

;

(3.10)

.

Шестой ступенью быстроходного вала является коническая шестерня, размеры которой были определены ранее.

Силы на шестерне конической передачи: , , .

Консольная нагрузка на вал от клиноременной передачи .

 

Рисунок 3.1 — Расчетная схема быстроходного вала.

5. Определяем суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении B (Н · м):

(3.17)

.

6. Определяем эквивалентный момент (Н · м):

(3.18)

.

7. Определяем диаметр вала (мм) в рассчитываемом сечении:

(3.19)

.

Ранее принятое значение = 45 мм. Это больше, чем требуется по расчету. Прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

 

Предварительный расчет тихоходного (выходного) вала.

На тихоходном валу установлено насадное коническое колесо и на выходном конце вала закрепляется консольно ведущая звездочка цепной передачи.

Определим предварительно диаметр выходного конца вала (под ступицей ведущей звездочки), т.е. диаметр первой ступени:

(3.28)

,

где (при консольной установке ведущей звездочки); ·м – вращающий момент на тихоходном валу.

По ГОСТ 12080-66 на цилиндрические концы валов (см. табл. 2П.1 приложе­ния 2П [1, c.399]) = d = 32 мм. Длина конца тихоходного вала (исполне­ние 2 - короткие). Таким образом, размеры первой ступени вала: , .

Вторая ступень вала предназначена для установки подшипника и служит од­новременно в качестве буртика для упора ступицы ведущей звездочки, уста­навливаемой на выходном конце вала, т.е. на первой ступени. По табл. 2П.3 приложения 2П [1, c.401] размер фаски в отверстии ступицы звездочки f = 1,2 мм. Тогда диаметр второй ступени, исходя из обеспечения надежного осевого фиксиро­вания ступицы звездочки, по условию:

(3.29)

,

где – высота буртика для упора ступицы звездочки.

Согласовываем с диаметрами d внутренних колец подшипников и при­нимаем 40 мм.

В то же время диаметр второй ступени желательно иметь такой величины, чтобы можно было снять левый подшипник, не вынимая призматическую шпонку, установленную на выходном конце вала. Однако такая операция воз­можна при выполнении условия:

(3.30)

,

где – высота шпонки; - глубина паза вала (см. табл. 2П.9 приложения 2П [1, c.406]).

Съем подшипника возможен при установленной шпонке. Окончательно при­нимаем = 40 мм.

Определим длину второй ступени:

(3.31)

.

Принимаем

По табл. 2П.15 приложения 2П [1, c.414] выбираем роликовый конический подшипник легкой серии 7208А (ГОСТ 27365 - 87) с внутренним диаметром d = 40 мм. Определим размеры третьей ступени, на которой установлено насадное коническое колесо. Диаметр третьей ступени:

(3.31)

,

где – координата фаски подшипника.

Длина третьей ступени равна длине ступицы:

(3.33)

.

Принимаем

Распорное кольцо между ступицей конического колеса и левым подшипником выполняет роль буртика как для подшипника, так и для колеса. Наружный диаметр распорного кольца со стороны подшипника, служащего для него буртиком (заплечиком), согласно табл. 2П.18 приложения 2П [1, c.419] составляет 47...55 мм. По табл. 2П.3 приложения 2П [1, c.401] размер фаски в отверстии ступицы насадного конического колеса f = 1,6 мм. Тогда наружный диаметр распорного кольца со стороны ступицы конического колеса, выполняющего роль буртика для колеса (обозначим его ), согласно условия:

(3.34)

,

 

где – высота буртика для конического колеса; .

Выполняем распорное кольцо цилиндрическим с наружным диаметром .

Четвертая ступень вала диаметром служит в качестве буртика для упора ступицы конического колеса и принимается такого же размера, какой имеет распорное кольцо со стороны ступицы этого же колеса, т.е. .

Перейдем теперь к определению диаметра пятой ступени, учитывая, что правый подшипник должен быть такого же размера, как и левый. Соответст­венно .

Силы на шестерне конической передачи: , , .

Консольная нагрузка на вал от клиноременной передачи .

 

Рисунок 3.2 — Расчетная схема тихоходного вала.

5. Определяем суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении C (Н · м):

(3.17)

.

6. Определяем эквивалентный момент (Н · м):

(3.18)

.

7. Определяем диаметр вала (мм) в рассчитываемом сечении:

(3.19)

.

Ранее принятое значение = 40 мм. Это больше, чем требуется по расчету. Прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

 

РАСЧЕТ шпоночных соединений

 

СМАЗЫВАНИЕ ЗАЦЕПЛЕНИЙ

При проектировании привода смазыванию подлежат передачи (кроме ременных) и подшипники. Цель смазывания - защита от коррозии, снижение интенсивности износа трущихся поверхностен, отвод тепла и продуктов износа от контактируемых поверхностей, а также снижение шума.

Смазывание зубчатых передач

Для смазывания закрытых зубчатых и червячных передач широко используют картерную систему смазки - окунание зубьев зубчатых колёс в масло, залитое в корпус. Данный способ применяется при окружных скоростях до 12,5 м/с.

Глубину погружения в масло рекомендуется принимать:

а) в редукторах с конической передачей, в масло погружают зубья конического колеса на всю длину зуба независимо от окружной скорости и тихоходной цилиндрической ступени;

б) в открытых передачах при окружной скорости до 4 м/с наибольшее распространение получило смазывание пластичными смазками, которые наносят на зубья через определённые промежутки времени.

ВЫБОР ПОСАДОК

На сборочном чертеже для основных сопряжений необходимо выбрать посадку, систему и квалитет. Пример выбора некоторых посадок дан в таблице 11.1.

Таблица 11.1 – Рекомендуемые виды посадок