Пояснительная записка

ПРИВОД СТАНКА

Курсовой проект

Пояснительная записка

_ _ _ _._ _ _ _ _ _._ _ _.ПЗ

Руководитель

Студент

гр.

Содержание

Задание на проектирование 3

1. Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода 4

1.1. Расчет требуемой мощности 4

1.2. Выбор электродвигателя 4

1.3. Расчет общего передаточного числа привода,

распределение его по передачам 4

1.4. Частоты вращения валов 5

1.5. Мощности, передаваемые валами 5

1.6. Крутящие моменты на валах 5

2. Расчет зубчатой передачи 6

2.1. Выбор материалов зубчатых колес и способов термообработки 6

2.2. Расчет допускаемых напряжений 6

2.3. Проектный расчет передачи 9

2.4. Проверочный расчет передачи 10

3. Расчет клиноременной передачи 14

4. Расчет и проектирование валов 17

4.1. Проектный расчет валов 17

4.2. Эскизная компоновка и составление расчетных схем валов 18

4.3. Определение опорных реакций 21

4.4. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Лист

22

4.5.

Уточненный расчет валов 23

5. Выбор подшипников качения 27

6. Проверка шпонок на смятие 29

7. Определение размеров корпуса редуктора 30

8. Смазка 31

Библиографический список 32

Приложение 1 33

Задание на проектирование

Мощность, потребляемая станком Р = 4 кВт;

Частота вращения вала станка n_в= 200 об/мин;

Частота вращения вала двигателя n_дв=1000 об/мин;

Тип ременной передачи – плоскоременная;

Режим работы - средний;

Коэффициент использования передачи:

в течение года – K _г = 0,9

в течение суток – K _с = 0,6

Cрок службы передачи в годах L=6 лет

Продолжительность включения ПВ=25%.

Кинематическая схема редуктора представлена на рисунке 1.

Рисунок 1 – Кинематическая схема редуктора.

1. Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода

1.1 Расчет требуемой мощности

Требуемая мощность электродвигателя по формуле:

где P - мощность на валу станка, P = 4 кВт;

η_0б – общий КПД привода,

Общий КПД привода по формуле [1, с.27]

где η_п= 0,99 – КПД пары подшипников [1, табл. П.2];

η_з. = 0,98 – КПД зубчатой передачи [1, табл. П.2]

η_р.п. = 0,96 – КПД ременной передачи [2, табл. 1.1]

Тогда кВт.

1.2. Выбор электродвигателя

По требуемой мощности выбираем асинхронный электродвигатель [1, табл. П1] с ближайшей большей стандартной мощностью Р_э=5,5 кВт 132S6, с синхронной частотой вращения n_с=1000 об/мин и скольжением S=4%.

Частота вращения вала двигателя [1, с.28]:

1.3. Общее передаточное число и передаточные числа ступеней

Общее передаточное число привода [1, с.28]:

,

где n_в – частота вращения вала станка, n_в =200 мин^-1.

Общее передаточное число привода можно представить и как произ­ведение:

U = U_р U_р.п.;

где U_р, U_р.п. – передаточные числа редуктора и ременной передачи соответственно.

Принимаем [1, табл.7.1], тогда

1.4. Частоты вращения валов

Вал двигателя:

960 об/мин;

Входной вал редуктора:

;

Выходной вал редуктора:

1.5. Мощности, передаваемые валами

Вал двигателя:

Р₁=Р_тр= 4,34 кВт

Ведущий вал:

Р₂ = Р_трη_р.п. η_п =4,34∙0,96 ∙0,99 = 4,12 кВт

Выходной вал редуктора:

Р₃ = Р₂ η_зη_п =4,12∙0,98∙0,99 =4 кВт;

1.6. Крутящие моменты на валах

Вал двигателя:

;

Ведущий вал:

;

Выходной вал:

;

2. Расчет зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов зубчатых колес и способов термообработки

Определяем размеры характерных сечений заготовок. Шестерню изготавливаем в виде вал-шестерни.

Диаметр заготовки шестерни [1, с.5]:

Ширина заготовки шестерни [1, с.5]:

Диаметр заготовки колеса равен [1, с.7]:

Выбираем для колеса и шестерни [1, табл.1.1] - сталь 45 с термообработкой - улучшение. Твердость поверхности зуба шестерни 269…302. Средняя твердость колес НВ_ср=0,5(269+302)=286. Твердость поверхности зуба колеса 235…262. Средняя твердость колес НВ_ср=0,5(235+262)=249.

2.2. Расчет допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения [1, с.7]:

,

где - предел контактной выносливости, МПа

- коэффициент долговечности;

- коэффициент безопасности, [1, табл. 2.1].

Пределы контактной выносливости [1, табл. 2.1]:

,

Коэффициент долговечности [1, с.8]:

,

где N_HO1 =33,2×10⁶, N_HO2 =16,5×10⁶ – базовое число циклов [1, табл. 1.1];

N_HE – эквивалентное число циклов перемены напряжений [1, с.8]:

,

где m_h - коэффициент эквивалентности, m_h=0.180 [1, табл. 3.1]

- суммарное число циклов нагружения за весь срок службы передачи.

При постоянной частоте вращения [1, с.9]:

где n – частота вращения колеса;

с – число зацеплений за один оборот колеса

t_h – время работы передачи, ч;

Суммарное время работы передачи в часах

t_h = 365 L 24 K _г К _сПВ =365×6×24×0,9×0,6×0,25=7096 ч.

,

,

Так как , коэффициент долговечности К_HL1=1

Вычислим .

Допускаемые контактные напряжения:

Для косозубой передачи [1, с.9]:

Допускаемые напряжения изгиба [1, с.9]:

,

где - предел изгибной выносливости, МПа

- коэффициент долговечности;

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, [1, табл. 4.1].;

- коэффициент безопасности, [1, табл. 4.1].

Предел изгибной выносливости [1, с.9]:

Коэффициент долговечности [1, с.9]:

,

где N_FO1,2 =4×10⁶ – базовое число циклов [1, c. 10];

N_FE – эквивалентное число циклов перемены напряжений [1, с.10]:

,

где m_F - коэффициент эквивалентности, m_F=0,065 [1, табл. 3.1]

,

,

Так как , то коэффициенты долговечности К_FL1=1, K_FL2=1.

Допускаемые напряжения изгиба:

2.3. Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние определяем из расчета на выносливость по контактным напряжениям [1, с.11]:

где К_а =410 – для косозубых колес;

Т₂ – крутящий момент на шестерне, Нм;

К_н – коэффициент контактной нагрузки; Так как размеры передачи неизвестны, то предварительно зададим К_Н=1,2;

y_ba – коэффициент ширины колеса, y_ba =0,4, т.к. колеса расположены симметрично относительно опор [1, с. 12].

.

Округляем до ближайшего большего стандартного значения:

Рекомендуемый диапазон для выбора модуля [1, с. 12]:

m = (0.01 – 0.02) а_ω=1,12…2,24 мм. Принимаем m=2 мм.

Сумма зубьев шестерни и колеса [1, с. 13]:

Z_C = ; Округлим до ближайшего целого числа Z_c=110.

Предварительно угол наклона зубьев b=12° - для косозубых передач [1, с.13].

Уточняем угол наклона [1, с. 13]:

b = ;

Число зубьев шестерни [1, с. 13]:

Z₁= . Принимаем Z₁=31.

Число зубьев колеса [1, с. 13]:

Z₂ = Z_C – Z₁=110-31=79

Фактическое передаточное число[1, с. 13]:

.

Отклонение , меньше допускаемого отклонения 2%.

Рабочая ширина зубчатого венца, равная ширине венца колеса [1, с. 14]:

b_ω = b₂ = ψ_ba ^. а_ω= 0.4 ^. 112 =44,8мм. Примем b₂=45 мм.

Ширина венца шестерни принимается на 2…5 мм больше чем ширина колеса:

b₁ =45+5=50 мм.

Делительные диаметры [1, с. 14]:

Шестерни: d₁ = m ^. Z₁ /сosb=2 ^. 31/0.9821 =63,12 мм.

колеса: d₂ = m ^. Z₂ / сosb= 2 ^. 79/0.9821 =160,88 мм.

Диаметры вершин зубьев [1, с. 14]:

шестерни: d_a1 = d₁ + 2m =63,12+ 2 ^. 2 =67,12 мм.

колеса: d_a2 = d₂ + 2m = 160,88 + 2 ^. 2 = 164,88 мм.

Диаметры впадин зубьев [1, с. 14]:

шестерни: d_f1 = d₁ – 2,5m =63,12– 2,5 ^. 2 =58,12 мм.

колеса: d_f2= d₂ – 2,5m = 160,88– 2,5 ^. 2= 155,88 мм.

Окружная скорость зубчатых колёс [1, с. 14]:

V = ;

Для полученной скорости назначим степень точности передачи n_ст=8, т.к. 9 степень точности для закрытых зубчатых передач применять не рекомендуется.

2.4. Проверочный расчет передачи

Условие контактной прочности [1, с. 15]:

,

где Zs=8400 для косозубой передачи [1, с. 15];

К_н – коэффициент контактной нагрузки.

Коэффициент контактной нагрузки [1, с. 12]:

,

где К_Нa - коэффициент распределения нагрузки между зубьями [1, с. 15];

К_Нb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий [1, с. 15];

К_Нv – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения; [1, табл. 10.1].

где А=0,15 для косозубых передач [1, с. 15];

К_w – коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

При НВ<350 [1, с. 15]:

,

где V – окружная скорость в зацеплении.

тогда

где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы. Для его определения найдем коэффициент ширины венца по диаметру [1, с. 15]:

Тогда [1, табл. 9.1]

МПа, что меньше расчетного s_НР =509МПа. Недогрузка по контактным напряжениям 11%, что меньше допускаемых 15%.

Условие изгибной прочности

В зубьях шестерни [1, с. 16]:

,

В зубьях колеса [1, с. 16]:

где Y_FS – коэффициент формы зубы [1, с. 17];

К_F – коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба [1, с. 18];

Y_b - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба в косозубой передаче [1, с. 16];

Y_e - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев [1, с. 16].

где e_а – коэффициент торцевого перекрытия [1, с. 17].

,

где Z_v – эквивалентное число зубьев [1, с. 17], ;

Коэффициент нагрузки

,

где К_Fa - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления колес на распределение нагрузки между зубьями [1, с. 18];

К_Fb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца [1, с. 18];

К_Fv– коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения [1, с. 18];

Недогрузка по контактным напряжениям не регламентируется.

Условия изгибной прочности передачи выполняются, поскольку s _{F 1} [s _{FP 1}] и s _{F 2} [s _{FP 2}].

Силы в зацеплении:

Окружная [1, с. 18]:

Радиальная [1, с. 18]

,

Осевая [1, с. 18]:

3. Расчет плоскоременной передачи

Исходные данные

Крутящий момент на ведущем шкиве Т₁ = 43 Н×м

Частота вращения ведущего шкива n ₁= 960 об/мин

Передаточное число u =1,92

Относительное скольжение = 0.015

Угол наклона передачи к горизонту 0

Тип нагрузки - средняяя

Число смен работы передачи в течение суток n _c=3.

1. Диаметры шкивов

Диаметр ведущего шкива определим из условия долговечности проектируемых кордшнуровых ремней [3. табл. 5.1.]. Примем d₁=180 мм, толщину ремня d=2.8 мм.

Диаметр ведомого шкива равен:

d ₂= u d ₁=1,92(1-0,01)180=338,7 мм.

После округления получим: d ₂= 355 мм.

2. Фактическое передаточное число

u _ф=

3. Предварительное значение межосевого расстояния

>1,5 (d ₁+ d ₂)=1,5(355+180)=802 мм.

4. Расчетная длина ремня

L=2 +0.5 (d ₁+ d ₂)+ =

Округлим до ближайшего числа из ряда:

L = 2500 мм.

После выбора L уточняем межосевое расстояние

= 0.125(2 L-2W+ )= 0,125(2×2500-2×840 +

+

где W = 0.5 (d ₁+ d ₂)=0,5×3,14(180+355)=840 мм

Y = 2 (d ₂- d ₁)²=2(355-180)²=61250 мм²

5. Угол обхвата на ведущем шкиве

= -57 =

6. Скорость ремня

V = =

7. Окружное усилие равно

F_t = =

8. Частота пробегов ремня

= =

9. Допускаемая удельная окружная сила:

,

где к₀ – допускаемая приведенная удельная окружная сила. к₀=1,6 МПа [3, табл. 5.1];

С – поправочные коэффициенты.

С_р=0,8; С_α=0,968; С_v=1; С_Q=1; С_d=1,2; С_F=0,85[3, табл. 5.2].

10. Ширина ремня:

11. Площадь поперченного сечения ремня:

12. Сила предварительного натяжения ремня:

F ₀ =As₀

где s₀ – предварительное натяжение, s₀ =2МПа [3, табл. 5.1]

F₀=378×2=756 H

13. Силы натяжения ветвей ремня:

14. Сила давление ремня на вал:

F_оп = 2F₀ sin =2×756×sin(167.91/2)=1504Н

15. Проверочный расчет:

Максимальные напряжения в сечении ведущей ветви:

где s₁ – напряжение растяжения:

s_и – напряжение изгиба:

s_v – напряжение от центробежных сил:

,

где r - плотность материала ремня: r =1100 кг/м³ [3, с.81]

для плоских ремней.

4. Расчет и проектирование валов

4.1. Проектный расчет валов

На первом этапе конструирования вала определяют диаметр опасного сечения вала из расчета на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал.

Диаметр выходного конца вала [1, с. 108]:

,

где [t_к] – пониженные допускаемые напряжения на кручение, [t_к]=25 МПа.

Примем d_в1=25 мм.

Длина посадочного конца вала:

Диаметр вала под уплотнение:

Диаметр вала под подшипники:

. Предварительно назначаем подшипник радиальный однорядный средней серии 207: d=35 мм, В=17 мм, D=72 мм.

Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Выходной вал.

Диаметр выходного конца вала

Примем d_в2=30 мм.

Длина посадочного конца вала:

Диаметр вала под уплотнение:

Диаметр вала под подшипник

Предварительно назначаем подшипник радиальный однорядный легкой серии 208: d=40 мм, В=18 мм, D=80 мм.

Диаметр вала под колесом

Диаметр буртика у колеса:

.

4.2. Эскизная компоновка и составление расчетных схем валов

Конструктивные размеры зубчатых колес

Ведущий вал: Шестерню выполняем за одно целое с валом; размеры: d₁ =63,12 мм; d_al =67,12 мм; d_f1=58,12 мм; b₁ = 50 мм.

Выходной вал: колесо косозубое.

Размеры колеса: d₂ = 160,88 мм; d_a2 = 164,88 мм; d_f2=155,88 мм; b₂ =45 мм.

Диаметр ступицы d_ст = l,55d_к2=1,55×45=70 мм; длина ступицы l_ст =(1…1,2)d_к2 =(1…1,2)×55 =55…65 мм. Примем l_ст =60 мм.

Толщина обода А₁ = (5…6)m= (5…6)2=10…12 мм, принимаем А₁ =10 мм.

Толщина диска е = 0,3 b₂ = 0,3× 45 = 15 мм.

Расчетные схемы валов

На рисунке 2 изображена расчетная схема ведущего вала.

Рис. 2. Конструкция и расчетная схема ведущего вала.

На рисунке 3 изображена расчетная схема ведомого вала.

Рис. 3 Расчетная схема ведомого вала.

4.3. Определение опорных реакций

Ведущий вал

Исходные данные:

; F_t=1252 Н, F_r=464 Н, F_a=240 Н, T₂=79 Нм, d₁=63,12 мм.

Определим реакции опор ведущего вала (рис. 2).

Вертикальная плоскость:

Реакция направлена в противоположную указанному сторону.

Проверка:

Реакции найдены правильно.

Горизонтальная плоскость.

Проверка:

Реакции найдены верно.

Суммарные реакции:

Ведомый вал

Исходные данные:

F_t=1252 Н, F_r=464 Н, F_а=240 Н, T₃=191 Нм, d₂=160,88 мм.

Определим реакции опор ведомого вала (рис. 5).

Вертикальная плоскость:

в горизонтальной плоскости:

Проверка:

Суммарные реакции:

4.4. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Ведущий вал

Горизонтальная плоскость

М₁=0, М₃^сл=-R_1г×48,5=-15 Нм;

М₃^спр=-R_1г×48,5+F_a×63,12/2=-15+7,5=-7,5 Нм;

М₂=0 Нм;

М₄=0.

Вертикальная плоскость:

М₁=0 Нм;

М₃= -R_1в×48,5=3 Нм;

М₂=-R_1в×97+F_t1×48,5=3+64=67 Нм;

М₄ =0

Крутящий момент Т₂=79Нм.

Строим эпюру (рис. 3).

Ведомый вал

Горизонтальная плоскость

М₁=0, М₄^сл=R_1г×49=1,7 Нм;

М₄^спр=R_1г×49+F_a×160,88/2=1,7+19,3=21 Нм;

М₂=0.

Вертикальная плоскость:

М₁= 0

М₄= R_1в×49=30,7 Нм;

M₂= 0.

Крутящий момент Т₃=191 Нм.

Строим эпюру (рис.4).

4.5. Уточненный расчет валов

4.5.1. Ведущий вал

Опасное сечение - это сечение 2 – посадка подшипника на вал с натягом. Материал вала – сталь 45, s_в=650МПа

Определение нагрузок. В сечение действуют: изгибающий момент , крутящий момент Т=79 Нм, осевая сила F_a=0,24 кН.

Геометрические характеристики сечения:

Осевой момент сопротивления:

Полярный момент сопротивления:

Площадь поперечного сечения:

Определение напряжений:

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла [1, с.112]:

Амплитуда нормальных напряжений [1, с.112]:

,

Пределы выносливости:

- для углеродистых сталей [1, с.110].

- для углеродистых сталей [1, с.110].

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений и коэффициенты влияния размера поперечного сечения.

Для посадки с натягом К_s /e_s=3,2; К_t/e_t=1,8 [табл. 7.5]

Поверхность получена чистовым точением (параметр шероховатости Ra=0,8) K_F =1,2 [1, табл. 5.5]; участок вала без упрочнения K_v =1.

Коэффициенты чувствительности к ассиметрии цикла

;

Коэффициенты перехода пределов выносливости образца к пределам выносливости детали

,

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба

,

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

,

Общий коэффициент запаса прочности:

Усталостная прочность вала в сечении 2 обеспечена.

4.5.2 Ведомый вал

Опасное сечение - это сечение 1 –посадка подшипника на вал с натягом. Материал вала – сталь 45, s_в=650МПа

Размеры шпонки: d_к=45 мм, b=14 мм, h=9 мм, t₁=5,5 мм.

Определение нагрузок. В сечение действуют: изгибающий момент , крутящий момент Т=191 Нм.

Геометрические характеристики сечения:

Осевой момент сопротивления:

Полярный момент сопротивления:

Площадь поперечного сечения:

Определение напряжений:

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла [1, с.112]:

Амплитуда нормальных напряжений [1, с.112]:

,

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений и коэффициенты влияния размера поперечного сечения.

Для шпоночного паза К_s =1,9; К_t=1,6 [табл. 3.5]

Поверхность получена чистовым обтачиванием (параметр шероховатости Ra=3,2) K_F =1,33 [1, табл. 5.5]; участок вала без упрочнения K_v =1.

Коэффициенты перехода пределов выносливости образца к пределам выносливости детали

,

Коэффициенты запаса прочности.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба

,

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

,

Общий коэффициент запаса прочности:

Усталостная прочность вала в сечении 2 обеспечена.

5. Выбор подшипников качения

5.1. Ведущий вал

Первоначально приняты подшипники №207 со следующими параметрами: В=17 мм, С₀=13,7кН, С=25,5кН. По расчету опорные реакции равны: , . Расчет ведем для наиболее нагруженного подшипника 2.

Эквивалентная динамическая нагрузка [1, с.124]:

,

где К_б=1,3 – коэффициент безопасности [1, табл. 1.6]

К_Т=1,0 – температурный коэффициент; при температуре подшипникового узла T <105 ;

V=1,0 – коэффициент вращения (вращается внутреннее кольцо);

Х – коэффициент радиальной нагрузки;

Y – коэффициент осевой нагрузки.

Для шарикоподшипников радиальных однорядных параметр осевого нагружения e определяют по формуле из табл.10 [2]

е =0.518 =0,518

Если e следует принять X =1, Y =0.

Долговечность подшипника [1, с.123]:

,

где m=3 для шарикоподшипников.

Частота вращения

Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентная долговечность подшипника

L _E= ,

Согласно ГОСТ Р50891-96 для подшипников зубчатых редукторов должно выполняться условие L_h³10000 ч.

Выбранный подшипник №207 удовлетворяет заданным условиям работы.

5.2. Ведомый вал

Первоначально приняты подшипники №208 со следующими параметрами: В=18 мм, С₀=17,8 кН, С=32 кН. По расчету опорные реакции равны: , . Расчет подшипников ведем по более нагруженной опоре 2.

е =0.518 =0,518

Если > e следует принять X =0,56, Y =2,3.

Частота вращения

Долговечность подшипника

Выбранный подшипник №208 удовлетворяет заданным условиям работы.

6. Проверка шпонок на смятие

Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.

Расчет призматических шпонок на смятие по формуле [1, с.168]:

,

где l – длина шпонки, мм;

b – ширина шпонки, мм;

h – высота шпонки, мм;

t₁ – глубина паза на валу, мм.

Допускаемые напряжения смятия для стальных ступиц при нереверсивном приводе [s_cм]=120 МПа.

Ведущий вал: Шпонка на выходном конце вала d=25 мм. Подбираем шпонку 8х7х32 ГОСТ 23360-78 (t₁=4 мм). Т₂=79 Нм.

Выбранная шпонка удовлетворяет условиям на смятие.

Ведомый вал: шпонка под колесом d=45 мм. Шпонка 14х9х56 ГОСТ 23360-78 (t₁ =5,5 мм). Т₃=191 Нм.

Выбранная шпонка удовлетворяет условиям на смятие.

Шпонка на выходном конце вала d=30 мм. Шпонка 8х7х40 (t₁ = 4 мм).

.

Выбранная шпонка удовлетворяет условиям на смятие.

7. Определение размеров корпуса редуктора

Корпус редуктора выполняют разъёмным. Плоскость разъёма проходит через оси валов и делит корпус на основание и крышку.

Толщина стенок корпуса редуктора:

. Принимаем d=8 мм.

Диаметр фундаментных болтов для крепления редуктора к раме:

. Принимаем болт М16.

Диаметр болтов крепления крышки корпуса к основанию:

- у подшипников . Принимаем болт М12.

- на фланцах . Принимаем болт М8.

8. Смазка

Смазка зубчатой передачи осуществляем окунанием колеса в масляную ванну. Минимальная глубина погружения тихоходного колеса в масляную ванну h_min=2m=4мм. Максимальная глубина погружения не должна превышать половины радиуса зубчатого колеса.

При контактных напряжениях 498 МПа и скорости v=1,65 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть равна 28×10^-6 м²/с. Выбираем масло И-Г-А-32.

Для смазки подшипников применяем то же масло.