Реферат: Розрахунок і проектування зубчато-пасового приводу
Міністерство освіти та науки України
Національний Технічний Університет “ХПІ”
Кафедра деталей машин і прикладної механіки
КУРСОВА РОБОТА
“Розрахунок і проектування
зубчато-пасового приводу”
Виконав: ст. групи
Перевірив:
Харків, 2006
1. Вибір електродвигуна
Вихідні дані:/>= 4,5 кВт;
/>= 175 об/хв;
/> = 2,25.
1.1 Визначення загального ККД привода:
/> = />×/>×/>= 0,96 ×0,98 ×0,992= 0,92;
де m – число пар підшипників.
1.2 Визначення необхідної потужності ЕД.:
/> = />(кВт).
1.3 Визначення частоти обертання двигуна в першому наближенні:
/> = />£11 Þ/>£11/>= 1925 (об/мин).
Використовуючи таблицю 2 [1], вибираємо електродвигун 4А100S4У3;
/> = 5,5 кВт;/>= 1445 об/мин;
1.4 Розбиваємо загальне передатне відношення між передачами:
/> = />= />= 8,26; />= />×/>;/>= 2…4;/>=2…5;
Приймаю />= 4,13 тоді: />= />=/>= 2,0
1.5 Заповнюю таблицю 1:
Таблиця 1
№
Параметр
Розмірність
Вал ЕД
Вхідний вал I
Вихідний вал II
--PAGE_BREAK--1
N
кВт
4,9
4,65
4,5
2
n
об/мин
1445
722,5
175
3
T
H×м
32,4
61,46
245,6
4
Dmin
мм
32
30
45
/> = />= />= />×/>; />= />×/>×/>= 0,96 ×0,99 ×4,9= 4,65 (кВт);
/> = />;/>= />= />= 722,5; T = 9550 ×/>;/>= 9550 ×/>= 32,4 (H×м); />= 9550 ×/>= 61,46 (H×м);
/> = 9550 ×/>=245,6 (H×м). d ³/>; k = 5,7 ;d = 5,7 ×/>= 18,1 (мм);
d I= 5,88 ×/>= 23 (мм); d II= 5,88 ×/>= 36 (мм).
2. Розрахунок пасової передачі
Вихідні дані (із таблиці 1):N1 = 4,9 кВт;
n1 = 1445 об/мин;
продолжение--PAGE_BREAK--
Up = 2,0;
T1= 32,4 H×м.
2.1 По таблиці 2.12[1] вибираю перетин паса, використовуючи передостанній стовпець T5, так щоб значення Т1 було більше. Виходячи з цього, вибираю нормальний тип паса – А;
bp = 11 мм; y0= 2,8 мм; h = 8 мм; dpmin = 90 мм; b0= 13 мм;q = 0,10 кг/м.
2.2 З метою підвищення довговічності приймаю мінімальний розрахунковий діаметр шківа не 90 мм, а наступне за ним стандартне значення, тобто: dp1 = 100 мм.
2.3 Обчислюю розрахунковий діаметр відомого шківа:
dp2 = dp1× Up(1 – s ), де s = 0,02; dp2 = 100 × 2,0(1-0,02) = 196 мм;
з таблиці 2,21 [1] вибираю найближче стандартне значення, тобто dp2 = 200 мм.
2.4 Обчислюю колову швидкість паса:
/>7,56 (м/с).
2.5 Обчислюю міжосьову відстань пасової передачі в першому наближенні:
/>
2.6 Визначаю розрахункову довжину паса в першому наближенні
/>Стандартна довжина паса в першому наближенні: L1 ст =1000 мм
2.7 Визначаю довжину паса в другому наближенні з умови числа пробігів, що допускається:
/> />Умова довговічності не виконується
Приймаємо довжину паса з умов довговічності:
/>1,5 м Приймаємо стандартну довжину паса: L2ст= 1600 мм
2.8 Обчислюю міжосьову відстань, що відповідає другому стандартному значенню
/>
/>(мм)
2.9 Визначаю мінімальну й максимальну міжосьові відстані, що відповідають вимогамексплуатації.
2.10 Обчислюю кут обхвату на ведучому шківі
a1 = 180°–60°/>180°–60°/>°>[a1] = 110°
2.11 Визначаю еталонну довжину ременя, стор. 28 табл 2.15 [1]
L=1600 мм />
2.12 По табл. 2.19 [1] визначаємо коефіцієнт CLметодом інтерполяції.
CL=0,977
2.13 Вихідна потужність при dp1=100 мм та VT=7,5 м/с дорівнює (по табл. 2.15)
N0 = 1,275 кВт –методом інтерполяції
2.14 Коефіцієнт кута обхвату Сaвизначаю по таблиці 2.18 [1] Сa= 0,97
2.15 Виправлення до обертального моменту на передатне відношення, табл. 2.20 [1]
DTu = 1,1(H×м)
2.16 Виправлення до потужності: DNu = 0,0001×DTu ×nед = 0,0001×1,1×1445 = 0,16 кВт
2.17 Коефіцієнт режиму роботи (по табл. 2.8): Cp=0,73
2.18 Визначаю допуск. потужність на один пас:
[N] = (N×CL×Ca+DNu)×Cp = (1,275×0,997×0,97+0,16)×0,73 = 1,005 кВт
2.19 Визначаю число пасів: />
2.20 Коефіцієнт числа ременів стор.28 [1]: CZ=0,95
2.21 Дійсне число пасів у передачі дорівнює: />приймаю Z' = 5
продолжение--PAGE_BREAK--
2.22 Визначаю силу початкового натягу одного клинового паса по формулі:
/>
2.23 Визначаю зусилля, що діє на вали передачі по формулі:
/>
2.24 Розміри ободів шківів визначаю з таблиці 2.21
Lp=11 мм; h=8,7 мм; b=3,3 мм;
e=15±0,3 мм; f=10/>мм;a1=34о
r=1,0 мм; hlmin=6 мм;a2=38о
2.25 Зовнішні діаметри шківів визначаю по формулах:
/>(мм)
/>(мм)
2.26 Ширину обода шківів визначаю по формулі:
/>(мм)
3. Розрахунок зубчастої передачі
3.1. Вибір матеріалу й розрахунок допустимих напружень.
3.1.1 По таблиці 3.12[1] вибираємо характеристики матеріалу. Твердість колеса повинна бути на 30 – 40 одиниць НВ менше твердості шестірні.
№
Параметри
Шестерня
Колесо
1
Марка стали
Сталь 40Х
Сталь 45
2
Твердість сердцевини
245НВ
200HB
3
Твердість поверхні
58HRC
50HRC
4
Термообробка
Загартовування ТВЧ
Нормализація
5
/>
800 Мпа
450 МПа
6
/>
1000 МПА
750 МПа
3.1.2. Визначаю допустимі напруження згину для шестірні
/>=343 МПа
/>=600 МПа -межа витривалості (відповідає базової кількості циклів навантаження)
/>— Коефіцієнт безпеки
/>— Коефіцієнт, що враховує засіб здобуття заготовки
/>— Коефіцієнт, що враховує обробку перехідної кривої
/>— Коефіцієнт, чутливості метала до концентраторів напружень
/>=1,0 – Коефіцієнт, що враховує характер прикладення навантаження у випадку відсутності реверса
/>=1,0 — Коефіцієнт довговічності
3.1.3. Визначаю допустимі напруження згину для колеса.
/>=206 МПа
/>
3.1.4. Визначаю допустимі напруження згину на шестірні, що діє при максимальних зусиллях.
/>МПа
/>
3.1.5. Визначаю допустимі навантаження на колесо при дії максимального зусилля:
/>МПа
/>= 2500 МПа
3.1.6. Визначаю допустимі контактні навантаження для шестірні:
/>=945 МПа
/>=18HRC+150 — межа контактної витривалості
/> — коефіцієнт довговічності
продолжение--PAGE_BREAK--
/> — коефіцієнт безпеки
/> — коефіцієнт, що враховує шороховатість поверхні
/> — коефіцієнт, що враховує колову швидкість
3.1.7. Визначаю допустимі контактні навантаження для колеса:
/>=372 МПа
/>
SH2=1.2; ZR=0.95;
KHL2=1.0; Zv=1.0;
3.1.8. Допустимі контактні навантаження
/>
/>
3.2 Проектний розрахунок зубчатої передачі.
3.2.1 Вихідні дані з таблиці №1 стовпець «Вхідний вал І»
N1= 4,65 кВт n1= 722,5 об/хв. T1= 61,46 H×м />= 4,13
3.2.2 />– коефіцієнт розподілу навантаження між зубами.
3.2.3 Визначаю орієнтовно колову швидкість:
/> м/с
3.2.4 Приймаю коефіцієнт ширини вінця
/>
3.2.5 Коефіцієнт розподілу навантаження по ширині вінця, береться по малюнку 3.14 [1]
/>
3.2.6 />– коефіцієнт динамічності, визначається по таблиці 3.16 методом
інтерполяції
3.2.7 ZM=275 МПа1/2 – коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалу:
3.2.8 ZH=1,76×cos/>=1,76 – коефіцієнт, який враховує форму коліс, що сполучаються.
3.2.9 Приймаємо кількість зубців першої шестерні Z1=21, тоді
Z2=Z1×UЗ=86,73 приймаємо Z2=87
3.2.10 />— коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній
/>
3.2.11 Визначаю наближене значення коефіцієнта торцевого перекриття
/>
3.2.12 Підставляю отримані значення у вихідну формулу і визначаю мінімальний діаметр початкового кола шестірні:
/>
3.2.11. Визначаю модуль зачеплення в першому наближенні:
/>/>/>
Отриманий результат округляю у більшу сторону до найближчого стандартного значення по табл. 9, отже m=1.5
3.2.12 />мм/>/>
Визначаю ширину вінця
b= ybd×d1 = 40.32мм
У результаті проведення проектувального розрахунку одержуємо:
Z1 = 21 m = 1.5Z2= 87bW = 40.32мм
продолжение--PAGE_BREAK--
3.3. Геометричний розрахунок зубчастої передачі.
3.3.1 Визначаю ділильний кут профілю в торцевому перетині:
/>
3.3.2 Визначаю кут зачепленню передачі:
/>,/>
Приймаю X1= X2=0, тобто корекція зубцюватої пари відсутня />
3.3.3 Визначаю міжосьову відстань:
/>/>мм
3.3.4 Обчислюю діаметри ділильного кола шестірні й колеса:
/>мм />мм
3.3.5 Обчислюємо діаметри вершин зубів шестірні й колеса
/>мм
/> мм
3.3.6 Обчислюю колові діаметри западин
/>
/>
3.3.7 Обчислюємо діаметри основних кіл шестірні й колеса
/>мм />мм
3.3.8. Кут профілю зуба в крапках на колах вершин:
/>
/>
3.3.9 Обчислюємо складові коефіцієнта торцевого перекриття:
/>/>
3.3.10 Визначаю коефіцієнт торцевого перекриття />
3.3.11 Осьовий крок перекриття дорівнює />
3.3.12 Визначаю коефіцієнт осьового перекриття />
3.3.13 Сумарний коефіцієнт перекриття />
3.3.14 Еквівалентні числа зубів передачі
/>/>
3.3.15 Визначаю колову швидкість передачі V= />м/с
3.4. Перевірочний розрахунок зубчастої передачі
3.4.1. Перевірочний розрахунок зубчастої передачі на контактну витривалість
В основу розрахунку покладена залежність:
/> МПа
деZM = 275 МПа1/2 ZH = 1,76 />
/> /> />
/> МПа
/>>[/>], але перевищення не більше за 10%.
Умова не виконується.!!!!
3.4.2 Перевірка циліндричної зубцюватої пари на витривалість при вигині.
В основу розрахунку покладена залежність:
/>
продолжение--PAGE_BREAK--
деКA =1.0 — коефіцієнт режиму роботи
/>– коефіцієнт розподілу навантаження між зубами при вигині
/> — коефіцієнт розподілу навантаження по ширині вінця при
вигині. Визначається по мал. 3.14(д), стор. 73 для шостої схеми в
залежності від/>
/>– коефіцієнт залежності при згині по табл. 3.16
/> – коефіцієнт форми зуба
/> – коефіцієнт форми зуба
/>– коефіцієнт, що враховує нахил зубів
/>коефіцієнт, що враховує перекриття зубів
/>— колова сила на ділильному колі
Усі складові підставляю у вихідну формулу і знаходжу:
/>МПа />МПа
/>МПа />МПа
Умова виконується.
3.4.3 Перевірочний розрахунок зубцюватої пари на міцність, при дії максимального навантаження.
/>/>
Усі складові підставляю у вихідну формулу і знаходжу:
/>МПа />МПа
/>МПа />МПа
Умова виконується.
4. Розрахунок вихідного вала на міцність
/>
4.1 Статичний розрахунок вала
Вихідні данні
N = 4.5кВт
n = 175 об/хв
T = 245,6 H×м
Dmin = 45мм
D2 = 130.5мм
bW = 40.32мм
4.1.1 Визначаємо реакції зусиль у зачепленнях
/>
4.1.2 Визначаємо діючі навантаження та вигибаючи моменти:
a = b = 80мм
/>
/>/>
/>/>
/>
де: />— межа витривалості матеріалу при симетричному циклі навантаження
/>— межа витривалості матеріалу при віднульовому циклі навантаження
/>
4.1.3. Визначаємо розрахунковий діаметр вала в небезпечному січенні:
/>= 55 МПа
/>м
По таблиці 1 DIImin = 45мм
Приймаємо D = 45мм
У першому наближенні беремо СТ-45 у табл 5.1 стор.169
4.1.4 Визначаємо осьовий та радіальний моменти опору по табл 5.9 стор.183, користуючись лише діаметром вала.
Wo =7800мм3 Wp= 16740 мм3
4.1.5 Коефіцієнт перевантаження: />
4.1.6 Визначаємо максимальні згінні та дотикові напруги
/>МПа
продолжение--PAGE_BREAK--
/>МПа
4.1.7 Визначаємо статичні запаси міцності вала
З таблиці 5.1[1] беремо характеристики сталі:
/>МПа/>МПа
/>/>
4.1.7 Загальний запас міцності
/>
/>
4.2 Розрахунок вала на витривалість
4.2.1 Визначаємо еквівалентну кількість циклів навантаження
/>
Приймаємо базову кількість циклів навантаження
/>
4.2.2 Визначаємо коефіцієнт довговічності
/>
/>приймаємо />
4.2.3 Визначаємо амплітудне та середнє значення навантаження
/>МПа/>/>
/>МПа/>МПа
з таблиці 5.12 вибираємо значення коефіцієнтів концентраторів напруги для
шпоночного паза />(табл. 5.1)/>/>
4.2.4 Визначаємо поправочні коефіцієнти в залежності від діаметра вала (із таблиці 5.16)
/>
4.2.5 В залежності від класу точності та марки матеріалу по табл 5.14 знаходимо />
4.2.6 Визначаємо дійсні коефіцієнти концентраторів напруги
/>
/>
4.2.7 Визначаємо запас міцності
з таблиці 5.1
/>/>/>
/>
/>
4.2.8 Визначаємо загальний запас міцності
/>
/>
5. Розрахунок підшипників кочення
5.1 Розрахунок підшипника на статичну вантажопідйомність
Вихідні данні з 4.1.2 />
5.1.1 Радіальна сила
/>
5.1.2 Вибираємо підшипники котіння по внутрішньому діаметру, використовуючи середню серію (табл.15 стор.256)
Вибираємо підшипник № 309
/> />
5.1.3 Визначаємо вантажопідйомність підшипника
/>
/>=0,6 – коефіцієнт радіального навантаження
5.2 Розрахунок підшипника на довговічність
5.2.1 Визначаємо еквівалентне динамічне навантаження
/>
де />– коефіцієнт радіального навантаження
/>– коефіцієнт обертання
/>– температурний коефіцієнт
/>– коефіцієнт безпеки
5.2.2 Вираховуємо строк роботи підшипника у годинах
/> />
/>
6. Розрахунок з'єднань
6.1 Розрахунок шпоночних з'єднань
6.1.1 Вибираємо шпонки згідно з діаметром валу, користуючись табл.5.19 стор.190
/>/>
6.1.2 Перевіряємо міцність на зім'яття
/> Мпа />
продолжение--PAGE_BREAK--
/> м
/> м
/>
/>Приймаємо />
/>Приймаємо />
6.2 Розрахунок нерівномірно навантажених болтів
6.2.1 Вираховуємо перекидаючий момент
/> Н×м
де />= 61.46Н×м — момент на швидкохідному валу
/> = 245.6Н×м — момент на тихохідному валу
/> = 0 — момент сили тяжіння
6.2.2 Використовуючи формулу 8.18 стор.228[1], визначаємо максимальне навантаження, що діє на болти.
/> Н
де />— кількість болтів по довжині редуктора
/> мм,/>мм,/>мм — відстань від осі фланцевих болтів
до першого другого та третього болта
6.2.3 Визначаємо розрахункове навантаження, що діє на болти.
/> Н
де />— коефіцієнт запасу щільності зтику
/> коефіцієнт зовнішнього навантаження (табл.8.5 стор226)
6.2.4 По розрахунковому навантаженню визначаємо внутрішні діаметр болта.
/> м
де />
де />— межа текучості
Приймаємо d = 10мм.
7. Мастило
7.1 Кількість рідкої змазки вибираємо з розрахунку0.35…..0.7/>
Кількість рідкої змазки визначаємо січенням внутрішньої порожнини редуктора та глибиною масляної ванни.
Для змащування закритих передач використовується рідка змазка типа машинної, в'язкістю 20-30 сантистокс.
Література
1. Н.Ф.Киркач, Р.А.Баласанян «Расчет и проектирование деталей машин», Харьков, «Основа» 1991.