Курсовая работа: Индивидуальный привод

👉🏻👉🏻👉🏻 ВСЯ ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻

2.1. Требуемые передаточные отношения
2.2. Максимальный момент. Выбор муфты
2.4.1. Числа зубьев колес и шестерен
2.4.2. Число зубьев паразитной шестерни
2.5. Окончательное определение частот вращения и
максимального момента на выходе коробки передач
3.1. Алгоритм расчета зубчатой передачи на ЭВМ
3.3. Выбор твердости и термической обработки
3.4 . Алгоритм расчета клиноременной передачи на ЭВМ.
3.5 . Результаты расчета и выбор ременной передачи
4.1. Определение реакций в подшипниках на быстроходном валу
4.2. Ресурс подшипников на быстроходном валу
4.3.Ресурс подшипников на тихоходном валу
4.4.Подшипник под паразитной шестерней..
4.4.1. Некоторые геометрические параметры
4.4.2. Сила , действующая на подшипник
5.1. Быстроходный вал , расчет на прочность.
6. Расчет механизмов ременной передачи
6.1. Винтовое крепление разгрузочной втулки
7. Расчет шлицевых и шпоночных соединений
Привод состоит из двух основных частей - коробки передач и ременной передачи. В коробке передач имеются две ступени - ступень 1 и ступени 2 . Каждая ступень состоит из зубчатого колеса , насаженного на роликовую обгонную муфту и шестерни . В ступени 1 помимо этого имеется паразитная шестерня , через которую передается крутящий момент с шестерни на колесо , и которая обеспечивает различие направления вращения колес ступеней 1 и 2 .
Изменение передаточного числа коробки осуществляется при изменении направления вращения вала двигателя следующим образом : если вал вращается в одну сторону , то обгонная муфта , например в ступени 1 входит в зацепление , и через нее начинает передаваться крутящий момент на тихоходный вал . При этом колесо ступени 2 вращается в другом направлении , и муфта на этой ступени совершает обгон - то есть наружная обойма муфты вращается вхолостую и момент через нее не передается . При изменении вращения вала муфта ступени 1 будет совершать обгон, а момент будет передаваться через ступень 2 и , соответственно, передаточное число будет другим.
Колеса устанавливаются и центрируются на муфтах с помощью крышек, установленных на валу на подшипниках (сверхлегкой серии ). Это не единственный способ установки - возможно также установить колеса на крышки, опирающиеся непосредственно на внутреннюю обойму муфт , и работающих при обгоне как подшипники скольжения .Примененный в данном проекте способ обеспечивает, видимо , лучшее центрирование относительно вала и больший к.п.д.. К недостаткам его следует отнести увеличение осевых габаритов.
В данном проекте применена схема ременной передачи с ведущим шкивом на разгрузочной втулке и натяжением горизонтальным перемещением коробки. Разгрузочная втулка воспринимает силу натяжения ремня, не передавая ее на вал. Шкив вращается на подшипниках на разгрузочной втулке , крутящий момент на него передается через шлицевое соединение. Горизонтальное перемещение коробки для натяжения ременной передачи осуществляется толкающим винтом . Коробка перемещается и фиксируется на специальной плите с пазами.
2.1. Требуемые передаточные отношения.

Максимальное передаточное число коробки:
где u
п
- передаточное число привода;
Примем это за передаточное число ступени 1 , тогда передаточное число ступени 2 :
2.2. Максимальный момент. Выбор муфты.

Максимальный (номинальный) момент на выходе электродвигателя :
где P nmin

- мощность двигателя на минимальной частоте (кВт);
n min

- минимальная рабочая частота вращения двигателя (мин -1
).
Наибольший рабочий момент будете передаваться через муфту на ступени 1 , без учета потерь он равен :
Расчетный момент , передаваемый через муфту определяется , как . Выбираем муфту обгонную роликовую исполнения 2 ( пятироликовая ) , со следующими параметрами D
=100 , D
1

=130 , T
н

=125 Нм
[3] .

Приняв модуль передачи m
=2 , минимальный делительный диаметр колеса определяется по размеру муфты :
Тогда межосевое расстояние (ступени 2):
Необходимо также учесть , что вал двигателя при выбранном (см. задание) способе крепления должен войти в быстроходный вал , находим минимальное значение d
1
:
Принимая во внимание нецелесообразность снижения размеров коробки ( необходимость разместить на ней фланец с двигателем ) и некоторые конструктивные соображения (см. листы) , повышаем межосевое расстояние до a w

=112 мм
.
2.4.1 Числа зубьев колес и шестерен .

2.4.2 Число зубьев паразитной шестерни (ступень 1).

Паразитная шестерня вращается на сферическом подшипнике , установленном на консоли . Учитывая , что минимальный наружный диаметр данного подшипника D
подш

=47 мм
[8], получаем минимальный делительный диаметр паразитной шестерни:
По конструктивным соображениям ( возможность выбрать подшипник большего размера , отсутствие необходимости уменьшения ширины корпуса ) , принимаем z п

=38. Тогда межосевые расстояния между шестерней и паразитной шестерней:
И между паразитной шестерней и колесом :
2.5. Окончательное определение частот вращения выходного вала и максимального момента на выходе коробки передач .

При входной частоте n
вх

=1420мин -1
:
При входной частоте n
вх

=2850мин -1
:
- к.п.д. зубчатой передачи с учетом потерь в подшипниках ;
(квадрат учитывает наличие паразитной шестерни )
3.1 Алгоритм расчета зубчатой передачи на ЭВМ.

Расчет зубчатых передач осуществляется с помощью стандартной программы расчета двухступенчатого редуктора с заданным межосевым расстоянием . Последовательность расчета :
2. Определение в первом приближении вращающего момента :
где коэффициент k - зависит от твердости зубьев шестерни и колеса .
3. Определение допускаемых напряжений [ 
] и [ F
] и твердости поверхностей зубьев колес и шестерен (перебираются в цикле).
4. Уточнение найденного значения момента :
5. Проверочный расчет на контактную выносливость :
Z


коэффициент , учитывающий различные факторы .
6. Проверочный расчет на выносливость при изгибе :
Y


коэффициент , учитывающий различные факторы .
3.2 В ыбор твердости и термической обработки .

По полученным распечаткам назначаются следующие твердости :
Большая шестерня - HRC 28,5 (сталь 45).
Меньшая шестерня - HRC 59 (сталь 45 , цементация) .
Паразитная шестерня - HRC 59 (сталь 45 , цементация) .
Замечание: при расчете паразитной шестерни программа не учитывала , что она входит в зацепление дважды за один оборот . Это не существенно , т.к. базовое число циклов равно N HG

=
12 .
10 7
, N
а

G

=4
.
10 6
[7] а эквивалентное число циклов для данного зацепления равно N E

=
60 .
2 .

n
.

t
=
60.2.635 .
10 4
=7,62 .
108 ( n
=
1420 .
17/38 =
635 мин -1

- частота вращения паразитной шестерни , t
=
10000 ч
. - срок службы )- т.е. N E

>
N HG

, N E

>
N FG

и понижения допускаемых напряжений на основе кривых усталости не производится .
3.4 Алгоритм расчета клиноременной передачи на ЭВМ.

2. Определение момента на ведущем валу
3. Определение коэффициента динамичности и режима работы :
4. Назначается расчетный диаметр ведомого шкива D
1

(варьируется в цикле) .
5. Расчетный диаметр ведомого шкива .
6. Фактическое передаточное число :
10. Число пробегов ремня за секунду :
11. Допустимое поперечное напряжение в ремне:
13. Расчетная полезная окружная сила :
14. Предварительное значение числа ремней :
15. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки:
17. Нормальная сила на один ремень:
18. Радиальная сила на валу от натяжения ремней :
19. Оптимальное межосевое расстояние :
3.5. Результаты расчета и выбор ременной передачи .

По выданным программой распечаткам, выбирается клиновой ремень с сечением УО и расчетным диаметром ведущего шкива 125 мм.
Расчет подшипников проводится в случае действия наибольшего вращающего момента (наибольших радиальных сил) , поскольку долговечность обратно пропорциональна частоте вращения но пропорциональна кубу
радиальной силы , пропорциональной , в свою очередь вращающему моменту , приблизительно пропорциональному частоте вращения .
4.1. Определение реакций в подшипниках на быстроходном валу.

Суммарная поперечная сила , действующая на вал:
Размеры участков вала (с листа): L
=183,5 мм
, l
=51,5 мм
. Тогда реакция в левой опоре определяется так :
Суммарная поперечная сила , действующая на вал:
Размеры участков вала (с листа): L
=183,5 мм
, l
=51 мм
Реакция в правой опоре :
4.2. Ресурс подшипников на быстроходном валу
(надежность Р
=0.9 ).
Подшипник 206 , C r

=19500 Н
[8] .
Ресурс:
Где - эквивалентная нагрузка (для 0 режима) .
Подшипник 108 , C r

=16800 Н
[8] .
Ресурс:
Замечание : коэффициенты a
23

и K
б

.
4.3. Ресурс подшипников на тихоходном валу
(надежность Р
=0.9 ).
Рассматривается только левая опора , как более нагруженная . Тогда поперечная сила F=845 Н , (см. п. 4.1.1) , и реакция (рис.3 , L
=183 мм
, l
=51 мм
) :
Подшипник 205 , C r

=14000 Н
[8] .
Ресурс:
4.4. Подшипник под паразитной шестерней .

4.4.1 Некоторые геометрические параметры.

Из рис.4 видно , что по теореме косинусов:
4.4.2 Сила, действующая на подшипник.

Силы F t

1

и F r

1

определены в п. 2.1.1. Так как из условия динамического равновесия F t

1

=
F t

2

(по абсолютной величине) , следовательно :
Действующая на подшипник сила F
определяется через свои проекции :
4.4.3 Ресурс подшипника
(надежность Р
=0.9 ).
Частота вращения паразитной шестерни :
где V
=1.2 - коэффициент , учитывающий , что вращается наружное кольцо.
Подшипник 1205 , С
r

=12100 Н
[8]. Ресурс :
5.1. Быстроходный вал. Расчет на прочность.

Расчет является проверочным , так как диаметр вала выбирался из конструктивных соображений . Исходные данные для расчета: L
=
183.5 мм
, l
=
51.5 мм
, F
=
845 Н
, R
л

=
608 Н
, F t

=
794 Н
(см. 4.1.1) .Диаметр в опасном сечении D
=
d f

=
29 мм
( z
=17
, m
=
2 мм
) . Изгибающий момент в нем : . Крутящий момент : . Тогда эквивалентное напряжение в опасном сечении может быть получено с использованием формулы теории наибольших касательных напряжений :
Видно , что оно незначительно . Из расчета на прочность для вала-шестерни назначается сталь 45 (HB 200 , Т
=280 мПа).
Как и в предыдущем случае расчет является проверочным , так как диаметр вала выбирался из конструктивных соображений .Исходные данные для расчета: L
=
183 мм
, l
=
51 мм
, F
=
845 Н
, R
л

=
610 Н
, F t

=
748 Н
. Диаметр в опасном сечении d
=
30 мм
. Изгибающий момент в нем : . Крутящий момент ( z
=
87 , m
=
2 мм
) . Тогда эквивалентное напряжение в опасном сечении:
В качестве материала для тихоходного вала принимается сталь 45 (HB 200 , Т
=280 МПа
).
Расчет на выносливость проводится в форме сравнения расчетного коэффициента запаса прочности с допускаемым . Расчет проводится в наиболее опасных сечениях , которыми является место посадки колеса ступени 1 , нагруженное наибольшим крутящим моментом и ослабленное шпоночным пазом и место утонения вала у левой опоры , ослабленное ступенчатым переходом с галтелью . Рассматривая первое сечение , получаем :
Коэффициент запаса по нормальным напряжениям:

m

=
0 - среднее напряжение цикла ;
- предел выносливости в данном сечении
где  -1
=250 мПа -
сопротивление усталости для данного материала;
где K


коэффициент эффективной концентрации напряжений ;
K v

=
0,88 - масштабный коэффициент ;
K F

=
1,05 - коэффициент влияния шероховатостей ;
K v

=1 - коэффициент , учитывающий влияние поверхностного упрочнения.
Коэффициент запаса по касательным напряжениям:
где - амплитуда напряжений цикла и среднее напряжение цикла ;
- предел выносливости в данном сечении
где 
-1
=150 МПа
- сопротивление усталости для данного материала ;
смысл коэффициентов такой же как и для нормальных напряжений .
- коэффициент чувствительности к асимметрии цикла.
Расчетный коэффициент запаса по износу :
Во втором сечении действуют только касательные напряжения , аналогично рассмотренному выше , получаем :
где K


определяется по отношениям t
/
r
=2,5/1=2,5 и r
/
d
=1/25=0,04 ( t
-высота перехода , r
-радиус скругления галтели , d
- диаметр вала), K


1,9.
Чувствительность к асимметрии цикла:
6. Расчет механизмов ременной передачи

6.1. Винтовое крепление разгрузочной втулки .

Имеет место нагружение болтового соединения сдвигающей силой и моментом в плоскости , перпендикулярной плоскости стыка (крутящим моментом из-за потерь в подшипниках пренебрегаем ) . Размеры (с листа) D
=95 мм , d
=52 мм , d
в

=72 мм
, h
=
63 мм
.
Момент , открывающий стык , равен : ( F
=
2524 Н
).
Геометрические параметры сечения стыка (рис.7):
Момент инерции сечения относительно оси x :
Эпюры сжимающих напряжений ,возникающих в стыке , их наибольшие значения равны соответственно :
где коэффициент внешней нагрузки , здесь принято  =0,2 (чугунные детали).
Необходимое усилие затяжки F
зат

может быть определено из условия не раскрытия стыка (сдвига разгрузочной втулки произойти не может) :
где  min
=1,5 мПа
- минимальное допускаемое сжимающее напряжение в стыке .
Назначаем класс прочности винта 4.8 , тогда его диаметр:
где [s]=2 - запас прочности (контролируемая затяжка) ;
 T
=320 мПа - предел текучести материала винта .
Эквивалентная нагрузка на подшипники разгрузочной втулки :
где V
=1.2 - коэффициент , учитывающий , что вращается наружное кольцо.
Два подшипника 209 , С
r

=33200 Н
. Подшипники рассматриваются как один двухрядный. Суммарная динамическая грузоподъемность С’ с

= С
r

.
1,625=53950 Н
. Ресурс подшипника при вероятности безотказной работы P=0.9 и наибольшей возможной частоте вращения n
=

Через крышку на шкив передается через шлицевое соединение крутящий момент с тихоходного вала , наибольшее значение которого T
=
64 Нм.
Передача момента осуществляется через поверхность трения в форме кольца , диаметр под болты d
=
102 мм
. Тогда необходимая сила затяжки :
f
=
0,15 - коэффициент трения (чугун по чугуну).
Как видно из вычислений пункта 4.1 , для такой силы подходит винт М8 класса прочности 4.6 , при контролируемой затяжке .
7. Расчет шлицевых и шпоночных соединений

Шлицевое соединение 6x21x25 передает крутящий момент с тихоходного вала на крышку шкива . Шлицевые соединения , нагруженные только крутящим моментом , рассчитываются только по напряжениям смятия :
где K
з=
0,7 - коэффициент неравномерности нагрузки по зубьям;
h
=
0,5( D
-
d
)-2 f
=1,4 мм
- рабочая высота зуба ( f
=0,3 ) ;
d
ср

=
0,5( D
+
d
)=23 мм
- средний диаметр соединения;
[  см

]=60 МПа
- допускаемое напряжение смятия , назначается по рекомендациям [5] , причем берется пониженное значение т.к. соединение будет испытывать дополнительный износ при реверсировании .
Тогда рабочая длина шлицев определяется как :
Длина шлицевого конца принимается равной 20 мм .
Шпонка , осуществляющая передачу момента с вала электродвигателя на быстроходный вал и шпонки , передающие момент с обгонных муфт на колеса стандартные для этих агрегатов (узлов) , поэтому их расчет проводить не нужно . Необходимо провести расчет шпонки , передающей момент с колеса на быстроходный вал . Наибольший передаваемый момент T
=
69 Нм
(без учета к.п.д. узлов коробки) ,размеры шпонки 6x6x40.
где d
=30 мм=
0,03 м
- диаметр вала;
k
=0.5 - коэффициент погружения шпонки в вал;
l
=
l
полн

- b
=
34 мм
- рабочая длина шпонки.
Так как шпонка стандартная , ее прочность ограничивается напряжениями смятия а не среза , поэтому расчет по напряжениям среза не проводится .
Минимальное необходимое давление натяга находится из условия не раскрытия стыка. Геометрические размеры: d
=
30 мм
, d
2

=
50 мм
, l
=
27 мм
, L
=
57 мм
. Радиальная сила F=342Н (см. 4.3.2. ). Палец изготовлен из стали 45 , втулка (крышка редуктора) - из чугуна СЧ20. Тогда условие не раскрытия стыка запишется как (см. [5]):
где р
- расчетное давление в запрессованном соединении ;
M
=
FL
=
342 .
0,057=19.5 Нм
- момент , раскрывающий стык.
Из этого условия находится необходимое давление р :
Необходимый минимальный натяг N
находится по формуле Ляме:
где С 1
=
0,7 - для не пустотелого стального вала ;
  
=
0,25 коэффициент Пуассона материала втулки
E
1

=
2 .
10 5
- модуль упругости материала вала ;
E
2

=
1 .
10 5
- модуль упругости материала втулки ;
Необходимый минимальный измеренный натяг равен :
R a
1
=0,8- средняя высота микронеровностей поверхности вала ;
R a
2
=1,6- средняя высота микронеровностей поверхности отверстия .
Для данного минимального натяга выбирается посадка H
7/
t
6
- N min

=
20 мкм.
Проверка соединения на прочность производится по материалу втулки , как менее прочному . Наибольшее давление в соединении находится как (см. формулу Ляме) :
где N max
- максимальный натяг данной посадки .
Эквивалентное напряжение в соединении:
Здесь используется  в
а не  т
поскольку чугун хрупкий материал и разрушается без заметных пластических деформаций .
Для выбора смазки необходимо определить наибольшую окружную скорость. При частоте вращения n
=
2850 мин -1

она равна:
где d
1

- делительный диаметр большей шестерни .
V<12,5 м/c , следовательно можно применять картерную смазку с частичным погружением зубчатых колес в масло , смазывание передачи осуществляется взвесью частиц масла в воздухе (масляным туманом) , образующимся при работе передачи .
Выбор масла производится по наибольшим возникающим в передаче контактным напряжениям . Их можно оценить зная твердость HRC ( cм. 3.3.) по эмпирической зависимости:
Тогда по рекомендациям [1] находится рекомендуемая кинематическая вязкость масла  .
10 -6
.. 60м 2
/с .
10 -6
. Для работы в коробке передач назначается масло И-50А ( .
10 -6
.. .
10 -6
м 2
/с .) ГОСТ 20799-75.
1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа ,
2. Детали машин: Атлас конструкций в 2 ч. / Под ред. Решетова Д.Н. - М.: Машиностроение , 1979.
3. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Решетова Д.Н. - М.: Машиностроение , 1982
4. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя : В 3 т. - М.: Машиностроение , 1980-1982.
5. Иванов М.Н. Детали машин / Под ред. Финогенова В.А. - М.: Высшая школа ,1998.
6. Решетов Д.Н. Детали машин - М.: Машиностроение , 1989.
7. Буланже А.В. , Палочкина Н.В. , Фадеев В.З. Проектный расчет на прочность цилиндрических и конических зубчатых передач. - М.: МГТУ , 1992.
8. Иванов В.Н. , Баринова В.С. Выбор и расчеты подшипников качения. - М.: МВТУ , 1988.
9. Ряховский О.А. , Иванов С.С. Справочник по муфтам. - Л.: Политехника ,1991.
10. Годик Е.И. , Хаскин А.М. Справочное руководство по черчению. - М.: Машиностроение , 1974.

Название: Индивидуальный привод
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа
Добавлен 18:52:46 27 августа 2010 Похожие работы
Просмотров: 63
Комментариев: 15
Оценило: 2 человек
Средний балл: 5
Оценка: неизвестно   Скачать

Срочная помощь учащимся в написании различных работ. Бесплатные корректировки! Круглосуточная поддержка! Узнай стоимость твоей работы на сайте 64362.ru
Привет студентам) если возникают трудности с любой работой (от реферата и контрольных до диплома), можете обратиться на FAST-REFERAT.RU , я там обычно заказываю, все качественно и в срок) в любом случае попробуйте, за спрос денег не берут)
Да, но только в случае крайней необходимости.

Курсовая работа: Индивидуальный привод
Аргументация В Диалоге Прием Сравнения Реферат
Реферат по теме Категории мысли и категории языка
Эссе Про Налоги
Реферат На Тему Тяговая Сеть
Реферат На Тему Интеллигенция И Революция В Романе Пастернака "Доктор Живаго"
Контрольная работа: Строение и функции среднего мозга
Курсовая Работа Образец Оформления Шрифт
Контрольные Работы По Немецкому 5 Класс
Контрольная работа по теме Коррекция общения у старших дошкольников
Реферат: Логика 12
Использование Рабского Труда Реферат
Контрольная Работа На Тему Экономический Анализ Предприятия
Реферат: Настоящая жизнь в романе Толстого Война и мир. Скачать бесплатно и без регистрации
Сочинение На Английском Про Семью С Переводом
Реферат: Pros And Cons Of Capital Punishment Essay
Договор Возмездного Оказания Услуг Диссертация
Формы Проведения Практических Работ
Курсовая работа по теме Планировка и строительство сквера 'Семейный' в городе Саратов
Социально Психологический Климат Коллектива Реферат
Сочинение Про Японию На Английском
Курсовая работа: тип хордовые. Общая характеристика и жизнедеятельность
Реферат: Диагностика портов ЭВМ
Реферат: Buddha Essay Research Paper This report will