147861 (Розрахунок приводу трансмісії)

Зміст

Вступ

1. Кінематичний розрахунок приводу і вибір електродвигуна

2. Розрахунок закритих зубчастих передач

2.1 Розрахунок конічної пари

2.2 Розрахунок циліндричної пари

3. Розрахунок ланцюгової передачі

4. Розрахунок валів по еквівалентним моментам

5. Підбір підшипників кочення по динамічній вантажопідйомності

6. Підбір шпонок і перевірка шпонкових з’єднань

7. Уточнений розрахунок валів

8. Конструктивні розміри корпусу і кришки редуктора

9. Тепловий розрахунок редуктора і вибір сорту мастила

10. Вибір і перевірка муфт

11. Збирання і регулювання редуктора

Список використаної літератури

Вступ

"Деталі машин" є першим з розрахунково-конструкторських курсів, в якому вивчають основи проектування машин і механізмів.

Будь-яка машина (механізм) складається з деталей.

Деталь — така частина машини, яку виготовляють без складальних операцій. Деталі можуть бути простими (гайка, шпонка і т. п.) або складними (колінчастий вал, корпус редуктора, станина верстата і т. п.). Деталі (частково або повністю) об'єднують у вузли.

Вузол є закінченою складальною одиницею, що складається з ряду деталей, що мають загал функціональне призначення (підшипник кочення, муфта, редуктор і т. п.). Складні вузли можуть включати декілька простих вузлів (підвузлів); наприклад, редуктор включає підшипники, вали з насадженими на них зубчатими колесами і т.п.

Серед великої різноманітності деталей і вузлів машин виділяють такі, які застосовують майже у всіх машинах (болти, вали, муфти, механічні передачі і т. п.). Ці деталі (вузли) називають деталями загального призначення і вивчають в курсі "Деталі машин". Всі інші деталі (поршні, лопатки турбін, весельні гвинти і т. п.) відносяться до деталей спеціального призначення і вивчають в спеціальних курсах.

Деталі загального призначення застосовують в машинобудуванні в дуже великих кількостях (наприклад, в СРСР щорічно виготовляють близько мільярда зубчатих коліс). Тому будь-яке удосконалення методів розрахунку і конструкції цих деталей, дозволяюче зменшити витрати матеріалу, знизити вартість виробництва, підвищити довговічність, приносить великий економічний ефект.

1. Кінематичний розрахунок приводу і вибір електродвигуна

Вихідні дані:

кВт,

рад/с,

град.

Рис.1.1. Привід трансмісії

Визначаємо загальний ККД приводу:

; (1.1)

де - ККД пари циліндричних коліс, =0,98 (див.табл.1.1[1]);

- ККД пари конічних коліс, =0,97 ;

- ККД ланцюгової передачі, =0,95;

- ККД підшипників кочення, =0,99.

Потрібна потужність електродвигуна:

кВт. (1.2)

Частота обертання вихідного валу трансмісії:

об/хв. (1.3)

З таблиці П1 [1] по потрібній потужності кВт вибираємо електродвигун трифазний короткозамкнений закритого типу 4А 132М4 У3 з синхронною частотою обертання 1500 об/хв. і параметрами = 11 кВт і ковзанням 2,8%(ГОСТ 19523-81).

Номінальна частота обертання об/хв., а кутова швидкість

рад/с.

Визначимо загальне передаточне відношення:

, (1.3)

Згідно до ГОСТ 2185-66 приймаємо передаточні відношення:

• для конічної пари ,

• для циліндричної пари ,

• для ланцюгової передачі .

Визначаємо обертові моменти:

• на валу двигуна (валу 1 редуктора):

Н·мм

• на валу 2 редуктора:

Н·мм

• на валу 3 редуктора:

Н·мм

• на валу 4 трансмісії:

Н·мм

Частота обертання:

• валу 1 редуктора: об/хв.

• валу 2 редуктора: об/хв.

• валу 3 редуктора: об/хв.

• валу 4 трансмісії: об/хв. (див. вище).

Визначаємо кутову швидкість:

• на валу 1 редуктора: рад/с;

• на валу 2 редуктора: рад/с;

• на валу 3 редуктора: рад/с;

• на валу 4 трансмісії: рад/с.

Отримані результати зводимо до таблиці 1.1:

Таблиця 1.1. Результати розрахунку основних параметрів приводу трансмісії.

Пара- Метр Вал	Частота обертання, об/хв	Кутова швидкість, рад/с	Крутний момент, Н·мм	Потужність, кВт
1	1458	152,6	72·103	11
2	650,9	68,1	161,5·103	10,61
3	290,6	30,4	361,7·103	10,24
4	172	18	556·103	10

2. Розрахунок закритих зубчастих передач

2.1 Розрахунок конічної пари

Приймаємо для шестерні і колеса одну і ту ж марку сталі з різною термообробкою (вважаючи, що діаметр заготовки шестерні не перевищить 120 мм).

По табл. 3.3.[1] приймаємо для шестерні сталь 40Х покращену з твердістю НВ270; для колеса сталь 40Х покращену з твердістю НВ245.

Допустимі контактні напруження (по формулі 3.9. [1]):

МПа.

Тут прийнято по табл. 3.2. [1] для колеса

Мпа.

При тривалій експлуатації коефіцієнт довговічності =1.

Коефіцієнт безпеки приймаємо =1,15.

Коефіцієнт при консольному розміщенні шестерні - (див. табл.3.1. [1]).

Коефіцієнт ширини вінця по відношенню до зовнішньої конусної відстані (рекомендація ГОСТ 12289-76).

Зовнішній ділильний діаметр колеса:

; (2.1)

В цій формулі для прямозубих передач ; передаточне число ;

мм

Приймаємо по ГОСТ 12289-76 найближче стандартне значення мм.

Приймаємо число зубів шестерні .

Число зубів колеса

(2.2)

Оскільки числа зубів отримано без заокруглень, то відхилення від заданого передаточного відношення не проводимо.

Зовнішній коловий модуль

мм (2.3)

Уточнюємо значення

мм (2.4)

Відхилення від стандартного значення складає , що допустимо, так як менше допустимих 2%.

Кути ділильних конусів

; ;

Зовнішня конусна відстань і довжина зуба :

мм; (2.5)

мм (2.6)

Приймаємо мм.

Зовнішній ділильний діаметр шестерні:

мм (2.7)

Середній ділильний діаметр шестерні:

мм (2.8)

Зовнішні діаметри шестерні і колеса (по вершинам зубів):

мм (2.8)

мм (2.9)

Середній коловий модуль:

мм (2.10)

Коефіцієнт ширини шестерні по середньому діаметру:

(2.11)

Середня колова швидкість коліс:

м/с (2.12)

Для конічних коліс, як правило, призначають 7-у степінь точності.

Для перевірки контактних напружень визначаємо коефіцієнт навантаження:

(2.13)

По табл.. 3.5 [1] при , консольному розміщенні коліс і твердості коефіцієнт, враховуючий розподілення навантаження по довжині зуба, . Коефіцієнт, що враховує розподілення навантаження між прямими зубами, (див. табл.3.4 [1]).

Коефіцієнт, який враховує динамічне навантаження в зачепленні, для прямозубих коліс при м/с (див. табл. 3.6 [1]).

Таким чином, .

Перевіряємо контактне напруження:

, (2.14)

МПа.

Сили в зачепленні:

• колова Н; (2.15)

• радіальна для шестерні, рівна осьовій для колеса,

Н (2.16)

• осьова для шестерні, рівна радіальній для колеса,

Н (2.17)

Перевірка зубів на витривалість по напруженням згину:

. (2.18)

Коефіцієнт навантаження

. (2.19)

По табл. 3.7 [1] при , консольному розміщенні коліс, валах на роликових підшипниках і твердості значення .

По табл.3.8 при твердості , швидкості м/с і 7-й степені точності (значення взято для 8-ї степені точності у відповідності з вказівкою на с.53 [1]).

Тоді, .

- коефіцієнт форми зуба вибираємо в залежності від еквівалентних чисел зубів:

• для шестерні ; (2.20)

• для колеса . (2.21)

При цьому і (див ст. 42 [1]).

Допустиме напруження при перевірці зубів на витривалість по напруженням згину:

(2.22)

По табл. 3.9 [1] для сталі 40Х покращеної при твердості

. (2.23)

Для шестерні МПа.

Для колеса МПа.

Коефіцієнт запасу міцності

(2.24)

По табл. 3.9 [1] ; для поковок і штамповок . Таким чином, .

Допустимі напруження при розрахунку зубів на витривалість:

• для шестерні МПа;

• для колеса МПа.

Для шестерні відношення МПа.

Для колеса - МПа.

Подальший розрахунок ведемо для зубів колеса, так як отримане відношення для нього менше.

Перевіряємо зуб колеса:

МПа МПа.

2.2 Розрахунок циліндричної пари

Так як в завданні нема особливих вимог до габаритів передачі, то обираемо матеріали з середніми механічними характеристиками: для шестерні сталь 45, термічна обробка - покращення, твердість НВ 230;для колеса – сталь 45, термічна обробка - покращення, але твердість на 30 одиниць менше – НВ200.

Допустимі контактні напруження:

,

де - межа міцності при базовому числі циклів.